JP2011517752A - Hydraulic system including a constant displacement pump for driving a plurality of variable loads and an operation method thereof - Google Patents

Hydraulic system including a constant displacement pump for driving a plurality of variable loads and an operation method thereof Download PDF

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Abstract

典型的な油圧システム（１０）は複数のデジタル弁（４０、７０、８６、１００）を含み、各弁は対応する油圧負荷（２６、２８、３０）に流体が流れるように接続可能である。デジタル弁は、対応する油圧負荷を圧力源（１２）に流体が流れるように接続し動作可能である。油圧システムはさらに、複数のデジタル弁に動作可能に接続されるデジタル制御器（１１４）を含む。デジタル制御器は複数の油圧負荷のそれぞれに関連付けられるように優先度レベルを割り当て、かつ、割り当てられた優先度レベルに基づいたパルス幅変調制御信号を定式化するように構成されている。デジタル制御器は、弁の動作を制御するために複数のデジタル弁に制御信号を伝送する。  A typical hydraulic system (10) includes a plurality of digital valves (40, 70, 86, 100), each valve being connectable for fluid flow to a corresponding hydraulic load (26, 28, 30). The digital valve is operable with a corresponding hydraulic load connected to the pressure source (12) for fluid flow. The hydraulic system further includes a digital controller (114) operably connected to the plurality of digital valves. The digital controller is configured to assign a priority level to be associated with each of the plurality of hydraulic loads, and to formulate a pulse width modulation control signal based on the assigned priority level. The digital controller transmits control signals to a plurality of digital valves to control the operation of the valves.

Description

本発明は、油圧システム及びその動作方法に関する。   The present invention relates to a hydraulic system and an operation method thereof.

油圧システムは、複数の油圧負荷を含むが、各油圧負荷は一定時間にわたり可変であり、異なるフロー及び圧力要求を持っている。油圧システムは、加圧された液体のフローを油圧負荷に供給するためのポンプを含む。ポンプは、可変容量又は定容量の構造を備える。
定容量ポンプは、通常、可変容量ポンプよりも小さく、軽く、安価である。一般的に言えば、ポンプは、ポンプ動作の各サイクル間に対して一定容積の液体を搬送する。しかし、ポンプの構成と、製造されるポンプが製造される精密さによっては、ポンプの出口側から入口側へにおける内部の漏れに起因してシステム圧力のレベルが増すが、それにつれ、実際上、ポンプのフロー出力は減じる。ポンプの出力容量は、ポンプ速度を調整することで制御可能である。ポンプの出口を閉じるか又は他の手段で制限すると、それに応じてシステム圧力が増加する。油圧システムに過剰な圧力がかかることを回避するために、ポンプは、通常、圧力レギュレータ又は非負荷弁を用いて、ポンプ出力が複数の油圧負荷のフロー要求を超える期間中にシステム内部の圧力レベルを制御する。油圧システムはさらに、加圧流体を複数の負荷に分配を制御するための様々な弁を含む。 The hydraulic system includes multiple hydraulic loads, but each hydraulic load is variable over time and has different flow and pressure requirements. The hydraulic system includes a pump for supplying a pressurized liquid flow to a hydraulic load. The pump has a variable capacity or constant capacity structure.
Constant capacity pumps are usually smaller, lighter and less expensive than variable capacity pumps. Generally speaking, the pump carries a fixed volume of liquid between each cycle of pumping. However, depending on the configuration of the pump and the precision with which the manufactured pump is manufactured, the level of system pressure increases due to internal leakage from the outlet side of the pump to the inlet side. The pump flow output is reduced. The output capacity of the pump can be controlled by adjusting the pump speed. Closing the pump outlet or limiting it by other means will increase the system pressure accordingly. In order to avoid excessive pressure on the hydraulic system, the pump typically uses a pressure regulator or unloaded valve to increase the pressure level inside the system during periods when the pump output exceeds the flow requirements of multiple hydraulic loads. To control. The hydraulic system further includes various valves for controlling the distribution of pressurized fluid to multiple loads.

図１は、複数の油圧負荷を駆動するための定容量ポンプを含む典型的な油圧システムを概略的に示した図である。FIG. 1 is a schematic diagram of a typical hydraulic system including a constant displacement pump for driving a plurality of hydraulic loads. 図２は、複数の油圧負荷への加圧流体の分配を制御するために、複数の制御弁によって適用される典型的なデューティサイクルのグラフを描いた図である。FIG. 2 is a graph depicting a typical duty cycle applied by a plurality of control valves to control the distribution of pressurized fluid to a plurality of hydraulic loads. 図３は、図２に示された典型的なデューティサイクルを適用するときに起こり得る典型的な流体の流量及び圧力レベルのグラフを描いた図である。FIG. 3 depicts a graph of typical fluid flow and pressure levels that can occur when applying the exemplary duty cycle shown in FIG. 図４は、図２に示された典型的なデューティサイクルを適用するときに起こり得る相対的なポンプ出力の圧力レベルのグラフを描いた図である。FIG. 4 depicts a graph of relative pump output pressure levels that can occur when applying the exemplary duty cycle shown in FIG. 図５は、油圧システムを用いて適用される制御弁の典型的な順序のグラフを描いた図である。FIG. 5 depicts a typical sequence graph of control valves applied using a hydraulic system. 油圧負荷の圧力の要求における変化に適合する図５に示された弁のシーケンス順に対する変化のグラフを描いた図である。FIG. 6 depicts a graph of the change over the sequence order of the valves shown in FIG. 5 to accommodate changes in the pressure demand of the hydraulic load. システム圧力上の時間遅延の効果のグラフを描いた図である。FIG. 6 depicts a graph of the effect of time delay on system pressure. 改良発展的なパルス幅制御を履行した典型的グラフを描いた図である。FIG. 6 depicts a typical graph implementing improved and advanced pulse width control. 図９は、連続して動作される３つの制御弁のそれぞれにおいて発生する典型的な圧力降下のグラフを描いた図である。FIG. 9 is a graph depicting a typical pressure drop occurring in each of three control valves that are operated in series. 図１０は、図９に表示された対応する圧力降下に基づき演算された時間遅延圧力誤差のグラフを描いた図である。FIG. 10 illustrates a graph of time-delayed pressure error calculated based on the corresponding pressure drop displayed in FIG. 図１１は、一つの制御弁を閉じることと次に後続する制御弁を開けることとの間の過渡期間を描く図９の一部の拡大図である。FIG. 11 is an enlarged view of a portion of FIG. 9 depicting the transition period between closing one control valve and opening the next subsequent control valve.

以下の議論及び図面をさらに参照し、開示されたシステムや方法への例示的なアプローチが詳細に示されている。図面は実施可能な課題解決手段のいくつかを表すが、図面は必ずしも寸法通りではなく、本発明をより良く示し説明するために、構成要素は、誇張、移動、若しくはその一部が断面状にされている。さらに、本明細書の記載は完全なものを意図するものではなく、図面に示されかつ以下の詳細な説明に開示された簡潔な形態や構造に、特許請求の範囲を限定又は制限するものではない。   With further reference to the following discussion and figures, an exemplary approach to the disclosed system and method is illustrated in detail. The drawings illustrate some of the possible problem-solving means, but the drawings are not necessarily to scale, and in order to better illustrate and explain the invention, the components may be exaggerated, moved, or partially in cross-section. Has been. Further, the description herein is not intended to be exhaustive and is not intended to limit or limit the scope of the claims to the concise form or construction shown in the drawings and disclosed in the following detailed description. Absent.

図１は、可変フローと可変圧力要求を持つ複数の油圧負荷を組み込みながら、複数の流体用回路を制御する典型的な油圧システム１０を概略的に図示する。油圧負荷を駆動するための加圧流体は、油圧式定容量型ポンプ１２により供給される。ポンプ１２は、様々な公知の定容量型ポンプのいずれかを含む。限られないが、ギアポンプ、ベーンポンプ、軸ピストンポンプ、ラジアルピストンポンプを含む。ポンプ１２は、ポンプを駆動するための駆動軸１４を含む。駆動軸１４は、回転トルクを出力することができる、エンジン、電動モータや、その他の電力源のような外部の電力源に接続される。ポンプ１２の入口ポート１６は、ポンプ入口通路２０を介して流体リザーバ１８に流体接続される。ポンプ排出通路２２は、ポンプ排出ポート２４に流体接続される。一つのポンプ１２が、典型的な例示目的で示されているが、油圧システム１０は複数のポンプを含み、かつ、各ポンプが、そこから独立した流体用回路からの共通の流体結合点から加圧流体と共に供給可能なように、共通の流体用結合点に流体接続された個々の排出ポートを持つ。複数のポンプは、例えば、より高い流量に達するように並列に流体接続されたり、与えられる流量に対し、より高い圧力が望まれるような場合には、直列に流体接続される。   FIG. 1 schematically illustrates an exemplary hydraulic system 10 that controls multiple fluid circuits while incorporating multiple hydraulic loads with variable flow and variable pressure requirements. The pressurized fluid for driving the hydraulic load is supplied by the hydraulic constant displacement pump 12. The pump 12 includes any of various known constant displacement pumps. Including but not limited to gear pumps, vane pumps, axial piston pumps, radial piston pumps. The pump 12 includes a drive shaft 14 for driving the pump. The drive shaft 14 is connected to an external power source such as an engine, an electric motor, or other power source that can output rotational torque. The inlet port 16 of the pump 12 is fluidly connected to the fluid reservoir 18 via the pump inlet passage 20. The pump discharge passage 22 is fluidly connected to the pump discharge port 24. Although one pump 12 is shown for exemplary purposes, the hydraulic system 10 includes multiple pumps, and each pump adds from a common fluid coupling point from a separate fluid circuit. It has individual discharge ports fluidly connected to a common fluid junction so that it can be supplied with pressurized fluid. Multiple pumps are fluidly connected in series, for example, when fluidly connected in parallel to reach higher flow rates, or where higher pressure is desired for a given flow rate.

ポンプ１２は、複数の流体負荷を選択的に駆動するのに使用可能な加圧流体のフローを発生することができる。例示の目的で、油圧システム１０は、より少ない油圧負荷がさらに特殊な応用の要求に応じて具備させることができることは理解されるが、３つの別々の油圧負荷を含むようにして図示されている。実施例を通じ、３つの油圧負荷は、油圧シリンダ２６、油圧モータ２８及びその他の油圧負荷３０であり、これらは、油圧駆動の装置の変形例の様々なもののいずれかを含む。勿論、油圧負荷の他の型も、特殊な応用の要求次第では、例示的な油圧負荷２６、２８及び３０のうちの一つ若しくはそれ以上の代わりに、或いは組み合わされて使用される。   The pump 12 can generate a flow of pressurized fluid that can be used to selectively drive multiple fluid loads. For illustrative purposes, the hydraulic system 10 is illustrated as including three separate hydraulic loads, although it will be appreciated that fewer hydraulic loads may be provided as required for more specialized applications. Throughout the embodiments, the three hydraulic loads are a hydraulic cylinder 26, a hydraulic motor 28, and other hydraulic loads 30, which include any of a variety of hydraulically driven device variants. Of course, other types of hydraulic loads may be used in place of or in combination with one or more of the exemplary hydraulic loads 26, 28 and 30 depending on the requirements of the particular application.

各油圧負荷２６、２８及び３０は、別々の流体用回路に関連付けられている。第１の流体用回路３２は流体シリンダ２６を含み、第２の流体用回路３４は流体用モータ２８を含み、第３の流体用回路３６はその他の流体用負荷３０を含む。典型的な図示では、３つの流体用回路は、流体分岐３８においてポンプ用排出路２２に並列に流体接続されている。   Each hydraulic load 26, 28 and 30 is associated with a separate fluid circuit. The first fluid circuit 32 includes a fluid cylinder 26, the second fluid circuit 34 includes a fluid motor 28, and the third fluid circuit 36 includes another fluid load 30. In a typical illustration, three fluid circuits are fluidly connected in parallel to the pump discharge path 22 at a fluid branch 38.

各流体用回路は制御弁を含むが、これはデジタル制御弁として示されており、各流体用回路に関連付けられた油圧負荷の動作を個々に制御するためのものである。制御弁は、各流体用回路を通過する時間平均化された流量、及びそれに対応する圧力レベルを制御することができる。各制御弁はアクチュエータを含み、アクチュエータが駆動されると、各制御弁が開けられ、加圧流体を制御弁からの関連付けられた油圧負荷へ通過させる。時間平均化された流量によるアプローチによれば、流体が制御弁を通過する流量は、一般に公知のパルス幅変調（PWM）の方法を用いながら、制御弁を繰り返し回転する（即ち制御弁を開閉する）ことによって制御される。制御弁は、パルス幅変調を適用する予め設定された時間で十分開けられるか又は十分閉じられるかのいずれかである。制御弁を通る時間平均化された流量及び対応する圧力レベルはまた、弁のデューティサイクルとしても公知である、制御弁の開閉間の時間の期間（タイムピリオド）を調整することにより制御される。例えば、弁が当該時間で約５０％開けられたデューティサイクルは、一般に、制御ポンプの瞬時のフロー出力の約５０%の時間平均化された流量を供給する。制御弁のフロー出力における固有のゆらぎは、制御弁の動作周波数が増加するにつれて減少する傾向にある。制御弁のフローにおける固有の変動は、負荷に寄与しうる圧力のリップルを生じさせる。アキュムレータは、圧力のリップルが、望まれる応用のために受け入れ可能な小さなサイズで一般に設計される。アキュムレータのサイズを大きくすることは、負荷の圧力の変化に対応するための要求される時間に悪影響を与える。デューティサイクルの動作周波数が増大され、それにより反応時間と圧力リップルの大きさの双方を向上させる一方、必要とされるアキュミュレータのサイズを減少する。周波数を十分高く増加させるならば、負荷のための圧力のリップル要求を満たすための搬送やオイルの適合性を有利に活用することによってアキュミュレータを取り除くことができる。弁の動作速度の限界や、効率を低下させる増加された弁パワー損失は、デューティサイクルの動作周波数が、制限する。   Each fluid circuit includes a control valve, which is shown as a digital control valve, for individually controlling the operation of the hydraulic load associated with each fluid circuit. The control valve can control the time-averaged flow through each fluid circuit and the corresponding pressure level. Each control valve includes an actuator, and when the actuator is actuated, each control valve is opened, allowing pressurized fluid to pass to the associated hydraulic load from the control valve. According to the time-averaged flow approach, the flow rate through which the fluid passes through the control valve typically rotates the control valve repeatedly (ie, opens and closes the control valve) using a known pulse width modulation (PWM) method. ) Is controlled by. The control valve is either fully opened or fully closed at a preset time to apply pulse width modulation. The time-averaged flow through the control valve and the corresponding pressure level are controlled by adjusting the time period between opening and closing of the control valve, also known as the valve duty cycle. For example, a duty cycle with the valve opened about 50% at that time typically provides a time-averaged flow rate of about 50% of the instantaneous flow output of the control pump. The inherent fluctuations in the control valve flow output tend to decrease as the operating frequency of the control valve increases. The inherent variation in the control valve flow creates pressure ripples that can contribute to the load. The accumulator is generally designed with a small size where the pressure ripple is acceptable for the desired application. Increasing the size of the accumulator adversely affects the required time to accommodate changes in load pressure. The duty cycle operating frequency is increased, thereby improving both the reaction time and the magnitude of the pressure ripple while reducing the required accumulator size. If the frequency is increased sufficiently high, the accumulator can be eliminated by taking advantage of the transfer and oil compatibility to meet the pressure ripple requirements for the load. Duty cycle operating frequency limits the operating speed limit of the valve and increased valve power loss that reduces efficiency.

図１を参照しながら以下続ける。油圧システム１０は、ポンプ１２から第１流体回路３２、特に流体シリンダ２６への加圧流体の分配を制御するための第１制御弁を含む。制御弁４０は、入口通路４８を介した流体分路３８においてポンプ排出通路２２に流体接続された入口ポート４６を含む。排出通路５２が、制御弁４０の排出ポート５０に流体接続されている。第１の制御弁４０はまた制御信号に反応し、入口ポート４６と排出ポート５０の間の流路を選択的に開閉するのに動作可能なアクチュエータ４２を含む。アクチュエータ４２は、制御弁４０を開くけれども閉じないように構成され、係る場合には、第２のアクチュエータ４３が制御バルブ４０を選択的に閉じるために使用できる。アクチュエータ４２、４３は、様々な構成のいずれかを備えており、限られないが、パイロット弁、ソレノイド、スプリングのような付勢部材を含む。   The following is continued with reference to FIG. The hydraulic system 10 includes a first control valve for controlling the distribution of pressurized fluid from the pump 12 to the first fluid circuit 32, particularly the fluid cylinder 26. The control valve 40 includes an inlet port 46 that is fluidly connected to the pump discharge passage 22 at a fluid shunt 38 via an inlet passage 48. A discharge passage 52 is fluidly connected to the discharge port 50 of the control valve 40. The first control valve 40 also includes an actuator 42 that is responsive to the control signal and operable to selectively open and close the flow path between the inlet port 46 and the outlet port 50. Actuator 42 is configured to open control valve 40 but not close, in which case second actuator 43 can be used to selectively close control valve 40. The actuators 42, 43 have any of a variety of configurations, including but not limited to biasing members such as pilot valves, solenoids, and springs.

制御弁４０から流体シリンダ２６への加圧流体の分配はさらに、流体シリンダ制御弁５４により制御でき、この流体シリンダ制御弁５４は、排出用通路５２を介し制御弁４０に流体接続される。流体シリンダ制御弁５４は、流体シリンダ２６の第１のチャンバ５８と第２のチャンバ６０の間で、制御弁４０からの加圧流体を選択的に分配するように動作する。第１の供給通路６２は、第１のチャンバ５８を流体シリンダ制御弁５４に流体接続し、かつ、第２の共通通路６４は、第２のチャンバー６０を流体用シリンダ制御弁５４に流体接続する。流体シリンダ制御弁５４に接続されるリザーバ１８へ戻る通路６６は、流体シリンダ２６から流体リザーバ１８に排出される流体を戻すために具備される。   The distribution of pressurized fluid from the control valve 40 to the fluid cylinder 26 can be further controlled by a fluid cylinder control valve 54, which is fluidly connected to the control valve 40 via a discharge passage 52. The fluid cylinder control valve 54 operates to selectively distribute pressurized fluid from the control valve 40 between the first chamber 58 and the second chamber 60 of the fluid cylinder 26. The first supply passage 62 fluidly connects the first chamber 58 to the fluid cylinder control valve 54, and the second common passage 64 fluidly connects the second chamber 60 to the fluid cylinder control valve 54. . A passage 66 back to the reservoir 18 connected to the fluid cylinder control valve 54 is provided for returning fluid discharged from the fluid cylinder 26 to the fluid reservoir 18.

パルス幅変調を使用して制御されるデジタル弁は、連続したフローの出力は創出しないが、むしろ全く流体が排出されない期間に続く弁から流体容量が排出される周期的な出力を創出する。制御弁の周期的な出力を補償しかつ加圧流体のより均一な流れを流体負荷に搬送するためにアキュミュレータ６８が具備される。アキュミュレータ６８は、弁のデューティサイクルの排出段階の間に制御弁４０から排出される加圧流体を蓄積する。制御弁４０の周期的な排出を補償しかつ流体の負荷２６への加圧流体のより一定化した流れを搬送するために制御弁４０が閉じられる期間中、蓄積された加圧流体が放出可能である。   A digital valve controlled using pulse width modulation does not create a continuous flow output, but rather creates a periodic output where fluid volume is drained from the valve following a period when no fluid is drained. An accumulator 68 is provided to compensate for the periodic output of the control valve and to deliver a more uniform flow of pressurized fluid to the fluid load. The accumulator 68 accumulates pressurized fluid that is discharged from the control valve 40 during the discharge phase of the valve duty cycle. Accumulated pressurized fluid can be discharged during periods when the control valve 40 is closed to compensate for the periodic discharge of the control valve 40 and to convey a more constant flow of pressurized fluid to the fluid load 26. It is.

アキュミュレータ６８は、様々な構造のいずれも備えることができる。例えば、アキュミュレータ６８の一形態は、加圧流体を受け取けて蓄積する流体リザーバ６９を含む。リザーバ６９は、供給／排出通路７３を介して流体分岐７１で排出通路５２に流体接続可能である。アキュミュレータ６８は、移動可能なダイアフラム７５を含む。アキュミュレータ６８の内部のダイアフラム７５の位置は、リザーバ６９の容積を選択的に変えるように調整可能である。付勢機構７９は、リザーバ６９の容積を最小化する傾向の方向（すなわち付勢機構７９から離れて）にダイアフラム７５を付勢する。付勢機構７９は、リザーバ６９の内部に存在する、加圧流体によって発せられる圧力に対向する付勢力を発生する。２つの対向する力が均衡しない場合、ダイアフラム７５は、リザーバ６９の容積を増加するか又は減少するかのいずれかに変位され、これにより２つの対向する力の間でバランスを保つ。例えば、制御弁４０が開かれるときに、流体分岐７１における圧力レベルが増す傾向となる。通常、リザーバ６９の内部の圧力レベルは流体分岐７１における圧力に対応する。リザーバ６９の内部の圧力レベルが付勢機構７９により発生させられた対向する力を超える場合は、ダイアフラム７５は付勢機構７９の方へ向かって変位し、その結果、リザーバの容積と、リザーバ６９に蓄積可能な流体の量を増加する。リザーバ６９が流体で満たされることが連続するにつれ、付勢機構７９によって発せられた対向する力と、さらにリザーバ６９の内部から発生された対向する圧力とが、略等しい点まで増加する。リザーバ６９の容積は、２つの対向する力が均衡するときには略一定に維持される。他方、制御弁４０を閉じると、通常、流体分岐７１における圧力レベルをリザーバ６９の内部の圧力レベル未満に落下させる。これは、ダイアフラム７５における圧力が不均衡であることにより、リザーバ６９に蓄積された流体を、供給／排出通路７３を介して、排出通路５２に排出しかつ流体負荷２６に搬送させるという事実に関連している。   The accumulator 68 can have any of a variety of structures. For example, one form of accumulator 68 includes a fluid reservoir 69 that receives and accumulates pressurized fluid. The reservoir 69 can be fluidly connected to the discharge passage 52 at the fluid branch 71 via the supply / discharge passage 73. Accumulator 68 includes a movable diaphragm 75. The position of the diaphragm 75 inside the accumulator 68 can be adjusted to selectively change the volume of the reservoir 69. The biasing mechanism 79 biases the diaphragm 75 in a direction that tends to minimize the volume of the reservoir 69 (that is, away from the biasing mechanism 79). The urging mechanism 79 generates an urging force that opposes the pressure generated by the pressurized fluid that exists inside the reservoir 69. If the two opposing forces are not balanced, the diaphragm 75 is displaced either to increase or decrease the volume of the reservoir 69, thereby maintaining a balance between the two opposing forces. For example, when the control valve 40 is opened, the pressure level in the fluid branch 71 tends to increase. Usually, the pressure level inside the reservoir 69 corresponds to the pressure at the fluid branch 71. If the pressure level inside the reservoir 69 exceeds the opposing force generated by the biasing mechanism 79, the diaphragm 75 is displaced toward the biasing mechanism 79, resulting in the reservoir volume and the reservoir 69. Increase the amount of fluid that can accumulate in As the reservoir 69 continues to fill with fluid, the opposing force generated by the biasing mechanism 79 and the opposing pressure generated from within the reservoir 69 increase to a substantially equal point. The volume of the reservoir 69 is maintained substantially constant when the two opposing forces are balanced. On the other hand, closing the control valve 40 typically causes the pressure level in the fluid branch 71 to drop below the pressure level inside the reservoir 69. This is related to the fact that the fluid in the reservoir 69 is discharged to the discharge passage 52 and conveyed to the fluid load 26 via the supply / discharge passage 73 due to the pressure imbalance in the diaphragm 75. is doing.

流体システム１０はまた、ポンプ１２から、第２の流体用回路３４及び特に流体モータ２８に、ポンプ１２から加圧流体の分配を制御するための第２の制御弁７０を含む。制御バルブ７０もまた、パルス幅変調を利用しながら前述の態様で動作可能な高周波数用のデジタル弁である。２方向２位置弁として図１に概略的に示されているが、他の弁構造が、特殊な応用例の要求に応じて使用される。制御弁７０は、制御弁の入口通路７６を介して、流体分岐７４においてポンプ排気通路２２に流体接続される入口ポート７２を含む。制御弁７０はまた、制御信号に反応して、入口ポート７２と排出ポート７８の間の流路を選択的に開閉するために動作可能なアクチュエータ７７を含む。アクチュエータ７７は制御弁７０を開くように構成されるが、制御弁７０を閉じることはない。係る場合、第２のアクチュエータ８１が制御弁７０を選択的に閉じるために使用される。アクチュエータ７７、８１は様々な構造のうちいずれかを備えており、限られないが、パイロット弁、ソレノイド、スプリングのような付勢部材を含む。   The fluid system 10 also includes a second control valve 70 for controlling the distribution of pressurized fluid from the pump 12 to the second fluid circuit 34 and in particular to the fluid motor 28. The control valve 70 is also a high frequency digital valve that can operate in the manner described above using pulse width modulation. Although shown schematically in FIG. 1 as a two-way two-position valve, other valve structures may be used as required for special applications. The control valve 70 includes an inlet port 72 that is fluidly connected to the pump exhaust passage 22 at a fluid branch 74 via a control valve inlet passage 76. The control valve 70 also includes an actuator 77 operable to selectively open and close the flow path between the inlet port 72 and the outlet port 78 in response to a control signal. The actuator 77 is configured to open the control valve 70 but does not close the control valve 70. In such a case, the second actuator 81 is used to selectively close the control valve 70. The actuators 77 and 81 have any of various structures, and include, but are not limited to, biasing members such as pilot valves, solenoids, and springs.

油圧モータ２８と流体連通している油圧モータ用供給通路８０が、制御弁７０の排出ポート７８に流体接続される。さらに、油圧流体は、流体分岐８３においてリザーバへの戻り通路６６に流体接続された排出通路８２を介して流体モータ２８から排出される。第２のアキュミュレータ８４は、アキュミュレータ６８について前述の態様とかなり同じ態様で加圧流体を蓄えるために、供給通路８０に具備される。第２のアキュミュレータ８４は、供給／排出通路８７を介して流体分岐８５において油圧モータ供給通路８０に流体接続可能である。制御弁７０から排出された加圧流体は、制御弁７０の排出段階中にアキュミュレータ８４を満たすのに使用可能である。蓄えられた加圧流体は、制御弁７０が流体負荷２８に搬送される加圧流体のフローにおける変動を最小化するために閉じられている期間中において放出可能である。   A hydraulic motor supply passage 80 that is in fluid communication with the hydraulic motor 28 is fluidly connected to a discharge port 78 of the control valve 70. Further, the hydraulic fluid is discharged from the fluid motor 28 via a discharge passage 82 fluidly connected to a return passage 66 to the reservoir at a fluid branch 83. A second accumulator 84 is provided in the supply passage 80 to store pressurized fluid in much the same manner as described above for the accumulator 68. The second accumulator 84 can be fluidly connected to the hydraulic motor supply passage 80 at the fluid branch 85 via the supply / discharge passage 87. The pressurized fluid discharged from the control valve 70 can be used to fill the accumulator 84 during the discharge phase of the control valve 70. The stored pressurized fluid can be released during periods when the control valve 70 is closed to minimize fluctuations in the flow of pressurized fluid delivered to the fluid load 28.

流体システム１０はまた、加圧流体をポンプ１２から第３の流体用回路３６に配給することを制御するための第３の制御弁８６を含む。制御弁４０、７０と同様に、制御弁８６もまた、前述のような態様でパルス幅変調を用いて動作可能な高周波用のデジタル弁でよい。２方向２位置弁として図１に概略的に図示されているが、他の弁構造もまた、特殊な応用例の要求に応じて使用できることを理解されたい。制御弁８６の入口ポート８８は、制御弁の入口通路９２を介して流体分岐９０でポンプ引き用排出通路に流体接続されている。制御弁８６はまた、制御信号に反応して、入口ポート８８と排出ポート９６の間の流路を選択的に開閉するために動作可能なアクチュエータ９３を含む。アクチュエータ９３は、制御弁８６を開くけれども閉じないように構成される。係る場合は、第２のアクチュエータ９１が、制御弁８６を選択的に閉じるように使用される。アクチュエータ９１、９３は、様々な構成のいずれかを持つことができ、限られないが、ピボット弁、ソレノイド、スプリングのような付勢部材も含む。   The fluid system 10 also includes a third control valve 86 for controlling the delivery of pressurized fluid from the pump 12 to the third fluid circuit 36. Similar to the control valves 40, 70, the control valve 86 may also be a high frequency digital valve operable using pulse width modulation in the manner described above. Although shown schematically in FIG. 1 as a two-way two-position valve, it should be understood that other valve structures can also be used as required by the particular application. The inlet port 88 of the control valve 86 is fluidly connected to the pumping discharge passage at the fluid branch 90 via the control valve inlet passage 92. The control valve 86 also includes an actuator 93 operable to selectively open and close the flow path between the inlet port 88 and the outlet port 96 in response to a control signal. Actuator 93 is configured to open but not close control valve 86. In such a case, the second actuator 91 is used to selectively close the control valve 86. The actuators 91 and 93 can have any of a variety of configurations, including but not limited to biasing members such as pivot valves, solenoids, and springs.

流体負荷用供給通路９４は、制御弁８６の排出ポート９６を流体負荷３０に流体接続する。加圧油圧流体は、流体分岐１０３においてリザーバへの戻り通路６６に流体接続された排出通路９８を介して流体負荷３０から排出される。アキュミュレータ９５は、アキュミュレータ６８に関する前述の態様とかなり同じ態様で加圧流体を蓄えるために具備される。アキュミュレータ９５は、供給／排出通路９９を介して、流体分岐９７において油圧負荷供給通路９４に流体接続される。制御弁８６から排出された加圧流体は、制御弁８６の排出段階の間にアキュミュレータ９５を満たすために使用される。蓄えられた加圧流体は、制御弁８６が流体負荷３０への加圧流体のフローにおける変動をオフセットするのに役立つように閉じられるとき放出される。   The fluid load supply passage 94 fluidly connects the discharge port 96 of the control valve 86 to the fluid load 30. Pressurized hydraulic fluid is discharged from the fluid load 30 via a discharge passage 98 fluidly connected to a return passage 66 to the reservoir at the fluid branch 103. An accumulator 95 is provided for storing pressurized fluid in much the same manner as previously described with respect to accumulator 68. The accumulator 95 is fluidly connected to the hydraulic load supply passage 94 at the fluid branch 97 via the supply / discharge passage 99. The pressurized fluid discharged from the control valve 86 is used to fill the accumulator 95 during the discharge phase of the control valve 86. The stored pressurized fluid is released when the control valve 86 is closed to help offset fluctuations in the flow of pressurized fluid to the fluid load 30.

定容量ポンプ１２の出口を閉じるか又は他の方法で制限することは、好ましくないレベルに達する流体システム１０内の圧力を発生させることができる。ポンプ出力が油圧負荷のフロー要求を超える期間の間において油圧システムに過剰に圧力をかけることを避けるために、バイパス油圧回路１０１に関連付けられたバイパス制御弁１００が備えられている。バイパス制御弁１００の入口ポート１０２は、入口通路１０６を介して流体分岐１０４でポンプ排出通路２２に流体接続されている。バイパス制御弁１００は、流体リザーバ１８に、減衰されるポンプ１２によって発生される過剰フローを選択的に許可するように動作可能である。バイパス排出通路１０８は、流体分岐１１１において、リザーバ戻り通路６６及びバイパス制御弁１００の排出ポート１１０に流体接続される。バイパス制御弁１００はまた、制御信号に反応して、バイパス弁１００の入口ポート１０２と排出ポート１１０の間の流路を選択的に開閉するために動作可能なアクチュエータ１１２を含む。アクチュエータ１１２は、バイパス制御弁１００を開くけれども閉じないように構成されている。係る場合は、第２のアクチュエータ１１３がバイパス制御弁１００を選択的に閉じるように使用される。アクチュエータ１１２、１１３は、様々な構成のいずれかを備え、限られないが、パイロット弁、ソレノイド、バネのような付勢部材を含む。   Closing or otherwise restricting the outlet of the constant volume pump 12 can generate pressure in the fluid system 10 that reaches an undesirable level. A bypass control valve 100 associated with the bypass hydraulic circuit 101 is provided to avoid over-pressurizing the hydraulic system during periods when the pump output exceeds the flow demand of the hydraulic load. The inlet port 102 of the bypass control valve 100 is fluidly connected to the pump discharge passage 22 at the fluid branch 104 via the inlet passage 106. Bypass control valve 100 is operable to selectively allow excess flow generated by pump 12 to be damped to fluid reservoir 18. The bypass discharge passage 108 is fluidly connected to the reservoir return passage 66 and the discharge port 110 of the bypass control valve 100 at the fluid branch 111. The bypass control valve 100 also includes an actuator 112 that is operable to selectively open and close the flow path between the inlet port 102 and the discharge port 110 of the bypass valve 100 in response to the control signal. The actuator 112 is configured to open but not close the bypass control valve 100. In such a case, the second actuator 113 is used to selectively close the bypass control valve 100. Actuators 112 and 113 include any of a variety of configurations, including but not limited to biasing members such as pilot valves, solenoids, and springs.

制御器１１４は、制御弁４０、７０、８６及び１００の動作を制御するために備えられる。より一般的には、制御器１１４は、電子制御ユニット（ＥＣＵ）に基づくより一般的なシステムの一部を形成してもよく、又は、そのようなＥＣＵと動作上コミュニケーション（通信）しているようにしてもよい。制御器１１４は、例えばとりわけ、マイクロプロセッサ、中央処理装置（ＣＰＵ）やデジタル制御器を含む。   Controller 114 is provided to control the operation of control valves 40, 70, 86 and 100. More generally, the controller 114 may form part of a more general system based on an electronic control unit (ECU) or is in operational communication with such an ECU. You may do it. The controller 114 includes, for example, a microprocessor, a central processing unit (CPU), and a digital controller, among others.

より具体的には、制御器１１４やいずれかの関連付けされたＥＣＵは、ここで議論されたプロセスの一又はそれ以上を実行するための命令のような一般的にコンピュータが可読可能な媒体上に記憶される命令を実行できる装置の典型例である。コンピュータが実行可能な命令は、様々な公知の、限られないがJava（登録商標；ジャバ）、Ｃ（登録商標；シー）、Ｃ++（登録商標；シー プラスプラス）、Visual Basic（登録商標；ヴィジュアル ベーシック）、Java Script（登録商標；ジャバ スクリプト）、Perl（登録商標；パール）等の、いずれか単独又はいすれかの組み合わせのプログラム言語及び／技術を使用して作成されたコンピュータプログラムから、コンパイル又はインタプリタされる。通常は、プロセッサ（例えばマイクロプロセッサ）は、例えばメモリ、コンピュタ読み取り可能な媒体等からの命令を受け取りかつそれらの命令を実行する。その結果、ここに記載されたプロセスの一又はそれ以上を含みながら、一又はそれ以上のプロセスを実行する。このような命令及び他のデータは、様々な公知のコンピュータ読取り可能な媒体を使用して記憶されたり送信されたりする。   More specifically, the controller 114 or any associated ECU is placed on a generally computer readable medium, such as instructions for performing one or more of the processes discussed herein. 2 is a typical example of a device capable of executing stored instructions. Computer-executable instructions include various known, but not limited to Java (registered trademark; Java), C (registered trademark; sea), C ++ (registered trademark; sea plus plus), Visual Basic (registered trademark). Visual Basic), Java Script (registered trademark; Java Script), Perl (registered trademark; Pearl), or any other computer program created using any one or a combination of programming languages and / or technologies Compiled or interpreted. Typically, a processor (eg, a microprocessor) will receive and execute instructions from, for example, a memory, a computer readable medium, or the like. As a result, one or more processes are performed, including one or more of the processes described herein. Such instructions and other data are stored and transmitted using various known computer readable media.

コンピュータ読取り可能な媒体（プロセッサ読取り可能な媒体でもよい）は、コンピュータ（例えばコンピュタプロッセサやマイクロ制御器等）によって読まれるデータ（例えば命令）を供給することに寄与する有体物の媒体を含む。このような媒体は多くの形態を採用でき、例えば、限られないが不揮発性メモリや揮発性メモリである。不揮発性メモリは、例えば、光又は磁気ディスク、ROMや他の持続性のあるメモリを含む。揮発性媒体は、例えば、DRAMを含むが、これは典型的には主メモリを構成する。コンピュータ読取り可能な媒体の共通の形態は例えば、フロッピーディスク、フレキシブルディスク、ハードディスク、磁気テープその他の磁気媒体、CD-ROM、DVDその他の光学媒体、パンチカード、紙テープその他の穴パターンを備えた有体物の媒体、RAM、PROM、EPROM、フラッシュ-EEPROMその他のメモリチップ若しくはカートリッジ、又はコンピュータが読み取ることができるその他の媒体のいかなるものも含む。   Computer-readable media (which may be processor-readable media) includes tangible media that contribute to providing data (eg, instructions) to be read by a computer (eg, a computer processor, microcontroller, etc.). Such a medium can take many forms, for example, but not limited to, a non-volatile memory or a volatile memory. Non-volatile memory includes, for example, optical or magnetic disks, ROM and other persistent memories. Volatile media includes, for example, DRAM, which typically constitutes the main memory. Common forms of computer readable media are, for example, floppy disks, flexible disks, hard disks, magnetic tapes and other magnetic media, CD-ROMs, DVDs and other optical media, punch cards, paper tapes and other tangible objects with hole patterns. It includes any medium, RAM, PROM, EPROM, flash-EEPROM or other memory chip or cartridge, or any other medium that can be read by a computer.

伝送媒体は、一つの部品又は装置から他のものに命令を搬送することによって命令処理を容易にする。例えば、伝送媒体は、モバイル装置１１０と遠隔通信用サーバ１２６の間の電気通信を容易にする。例えば、伝送媒体は、コンピュータプロセッサと接続されたシステムバスを備える配線も含みつつ、コアキシャルケーブル（同軸ケーブル）、銅線、ファイバ光部材を含み得る。伝送用媒体は、音波、光波、電磁波、無線周波数（RF）、赤外線（IR）データの間に発生されるこれらの波のようなものを含む。   Transmission media facilitates instruction processing by carrying instructions from one part or device to another. For example, the transmission medium facilitates electrical communication between the mobile device 110 and the remote communication server 126. For example, the transmission medium may include a coaxial cable (coaxial cable), a copper wire, and a fiber optic member while including a wiring including a system bus connected to a computer processor. Transmission media includes such waves generated between sound waves, light waves, electromagnetic waves, radio frequency (RF), and infrared (IR) data.

デジタル制御器１１４が図示されている。第１の制御リンク１１６が、制御器１１４と制御弁４０のアクチュエータ４２を動作可能に接続する。第２の制御リンク１１７が、制御器１１４と制御弁４０のアクチュエータ４３を動作可能に接続する。第３の制御リンク１１８が、制御器１１４と制御弁７０のアクチュエータ７７を動作可能に接続する。第４の制御リンク１１９が、制御器１１４と制御弁７０のアクチュエータ８１を動作可能に接続する。第５の制御リンク１２０が、制御器１１４と制御弁８６のアクチュエータ９３を動作可能に接続する。第６の制御リンク１２１が、制御器１１４と制御弁８６のアクチュエータ９１を動作可能に接続する。第１のバイパス制御リンク１２２は、制御器１１４をバイパス制御弁１００のアクチュエータ１１２に動作可能に接続する。第２のバイパス制御リンク１２３は、制御器１１４をバイパス制御弁１００のアクチュエータ１１３に動作可能に接続する。制御器１１４は、例えば、とりわけ流体負荷の圧力及びフロー要求、ポンプ速度、ポンプ出口の圧力及びポンプ１２からの排出流体の流量等の、様々なシステムへの入力に反応し制御弁の動作を制御するように構成されている。特殊な応用例の要求に応じて、流体システム１０はシステムの様々な動作中の特徴を監視するための様々なセンサを含み、かつ、速度センサ１２４、圧力センサ１２６、フローセンサ１２８等を含む。   A digital controller 114 is shown. A first control link 116 operably connects the controller 114 and the actuator 42 of the control valve 40. A second control link 117 operably connects the controller 114 and the actuator 43 of the control valve 40. A third control link 118 operably connects the controller 114 and the actuator 77 of the control valve 70. A fourth control link 119 operably connects the controller 114 and the actuator 81 of the control valve 70. A fifth control link 120 operably connects the controller 114 and the actuator 93 of the control valve 86. A sixth control link 121 operably connects the controller 114 and the actuator 91 of the control valve 86. The first bypass control link 122 operably connects the controller 114 to the actuator 112 of the bypass control valve 100. The second bypass control link 123 operably connects the controller 114 to the actuator 113 of the bypass control valve 100. The controller 114 controls the operation of the control valve in response to inputs to various systems, such as, for example, fluid load pressure and flow requirements, pump speed, pump outlet pressure, and exhaust fluid flow rate from the pump 12, among others. Is configured to do. Depending on the requirements of the particular application, the fluid system 10 includes various sensors for monitoring various operational characteristics of the system and includes a speed sensor 124, a pressure sensor 126, a flow sensor 128, and the like.

制御弁４０、７０、８６及び１００は、パルス幅変調を用いてデジタル的に制御される。通常、制御弁は、変調を用いたパルスを使用するときには、十分に開かれるか又は十分に閉じられるかのいずれかである。さらに、連続した弁の開閉用シーケンスの一部が同時に発生するが、典型的には、一つのみの制御弁がいずれかの望まれた瞬間に十分開かれる。このことはさらに詳細に後述される。ポンプ１２から排出された流体のほぼ全量は、制御弁が開かれるときに制御弁を通過する。この態様で制御弁を動作することで、結果としてほぼ周期的な流体出力を得る。ここでは、ポンプ１２の流体出力のすべてが制御弁から排出されるか又は全く排出されないかのいずれかである。制御弁４０、７０、８６及び１００は、典型的には比較的に高い動作周波数で動作される。動作周波数は、時間の単位で終了されるデューティサイクル数として定義され、典型的にはサイクル／秒又はヘルツとして表現される。   Control valves 40, 70, 86 and 100 are digitally controlled using pulse width modulation. Typically, the control valve is either fully opened or fully closed when using pulses with modulation. In addition, although a portion of the sequence for opening and closing successive valves occurs simultaneously, typically only one control valve is fully opened at any desired moment. This will be described in more detail later. Nearly all of the fluid discharged from the pump 12 passes through the control valve when the control valve is opened. Operating the control valve in this manner results in a substantially periodic fluid output. Here, all of the fluid output of the pump 12 is either drained from the control valve or not drained at all. Control valves 40, 70, 86 and 100 are typically operated at a relatively high operating frequency. The operating frequency is defined as the number of duty cycles terminated in units of time and is typically expressed as cycles / second or hertz.

制御弁４０、７０、８６及び１００を通過する流体の効果的な流量は、それぞれの弁のデューティサイクルを調整することによって制御可能である。完全なデューティサイクルは、制御弁を１回開き１回閉じる動作を含む。デューティサイクルは、制御弁が開けられる時間の期間と、デューティサイクル動作期間との比として表現できる。デューティサイクル動作期間は、一つのデューティサイクルを完了するのに要求される時間として定義され得る。デューティサイクルは典型的には動作期間の％として表現される。例えば、７５％のデューティサイクルは、結果として、当該時間、約７５％開かれ、かつ、当該時間、約２５％閉じられる制御弁を得る。語句「効果的な流量」は、ポンプ１２のフロー出力の％として表現される一つの完全なデューティサイクルにわたり、制御弁から排出される流体の時間平均された流量に例えられる。効果的な流量は、一つの完全なデューティサイクルにわたり制御弁から排出される流体の全量をデューティサイクルの動作期間で、除算することにより決定される。例えば、ポンプ１２のフロー出力の７５％の効果的な排出流量を創出する。   The effective flow of fluid through control valves 40, 70, 86 and 100 can be controlled by adjusting the duty cycle of each valve. A full duty cycle includes the action of opening the control valve once and closing it once. The duty cycle can be expressed as a ratio of the period of time during which the control valve is opened and the duty cycle operating period. A duty cycle operating period may be defined as the time required to complete one duty cycle. Duty cycle is typically expressed as a percentage of the operating period. For example, a 75% duty cycle results in a control valve that is open about 75% during that time and closed about 25% during that time. The phrase “effective flow rate” is compared to the time averaged flow rate of fluid discharged from the control valve over one complete duty cycle expressed as a percentage of the pump 12 flow output. The effective flow rate is determined by dividing the total amount of fluid discharged from the control valve over one complete duty cycle by the duty cycle operating period. For example, an effective discharge flow rate of 75% of the flow output of the pump 12 is created.

制御弁４０、７０、８６及び１００のためのデューティサイクルの実施例が図２に示される。図２で示されたデューティサイクルは、流体システムの様々な見地を議論し例示する目的のために選択された代表的なデューティサイクルである。実用上、具備された制御弁のためのデューティサイクルは、デューティサイクルのいずれか又はすべてが様々な流体負荷の動作中の要求の変更を受け入れるために連続して改変されうることの例示、又は、全くそのものからそれ相応に変更する。   An example duty cycle for control valves 40, 70, 86 and 100 is shown in FIG. The duty cycle shown in FIG. 2 is a representative duty cycle selected for purposes of discussing and illustrating various aspects of the fluid system. In practice, the duty cycle for an equipped control valve can be exemplified by any or all of the duty cycles can be continuously modified to accommodate changing requirements during operation of various fluid loads, or Change from the whole to it accordingly.

制御弁４０、７０、８６及び１００のそれぞれと共に用いられるデューティサイクルは、各動作サイクルに対して再評価され、かつ受け入れられる変化中の負荷条件に必要なように調整される。制御弁４０、７０、８６及び１００に対する適切なデューティサイクルを決定するときに考慮される因子は、流体負荷２６、２８、３０のフロー及び圧力要求、ポンプ１２のフロー出力、ポンプ１２の排出圧力及びポンプ１２の動作速度等を含む。   The duty cycle used with each of the control valves 40, 70, 86 and 100 is reevaluated for each operating cycle and adjusted as needed for the changing load conditions to be accepted. Factors considered when determining the appropriate duty cycle for control valves 40, 70, 86 and 100 are: fluid load 26, 28, 30 flow and pressure requirements, pump 12 flow output, pump 12 discharge pressure and The operation speed of the pump 12 and the like are included.

デューティサイクルは、図２における実線によって表示された略正方形の波形に追従する。制御弁のそれぞれのためのデューティサイクルは、通常、同一の動作期間を持つ。議論の目的で、２０ミリ秒の動作期間が図２に示されている。しかし、制御弁のそれぞれが同一の動作期間を通常使用するならば、実用上は、より長いか若しくはより短い動作期間が油圧システム１０の構成と油圧システムが使用されている特殊な応用例の要求に従い選択される。動作期間は、動作条件を変更することを受け入れるために連続して変更される。   The duty cycle follows a substantially square waveform indicated by the solid line in FIG. The duty cycle for each of the control valves typically has the same operating period. For discussion purposes, a 20 ms operating period is shown in FIG. However, if each control valve normally uses the same operating period, then in practice, longer or shorter operating periods require the configuration of the hydraulic system 10 and the special application in which the hydraulic system is used. It is selected according to. The operating period is continuously changed to accept changing operating conditions.

制御弁４０、７０、８６及び１００の効果的な流量は、それぞれのデューティサイクルを変更することによって制御される。制御弁４０、７０、８６及び１００のそれぞれのためのデューティサイクルは、負荷条件を変更することを受け入れるために連続して変化される。制御器１１４は、制御弁のそれぞれのためのデューティサイクルを決定するように構成される。制御器１１４はまた、各制御弁の動作を制御するのに使用される所望のデューティサイクルに対応する制御信号を伝送するように構成される。制御器１１４は、様々な入力に基づいた適切なデューティサイクルを決定するための論理を含む。   The effective flow rates of the control valves 40, 70, 86 and 100 are controlled by changing their respective duty cycles. The duty cycle for each of the control valves 40, 70, 86 and 100 is continuously changed to accept changing load conditions. The controller 114 is configured to determine a duty cycle for each of the control valves. The controller 114 is also configured to transmit a control signal corresponding to the desired duty cycle used to control the operation of each control valve. The controller 114 includes logic for determining an appropriate duty cycle based on various inputs.

制御器１１４により用いられる制御ストラテジー（制御方法）は、開ループ又は閉ループの制御スキームに基づかれる。閉ループシステムでは、制御器１１４は、２、３の例を挙げると、圧力、温度、速度のような様々な動作パラメータを監視するのに使用された様々なセンサからフィードバック情報を受け取る。制御器１１４は、必要に応じて、所望の負荷能力を達成するために各制御弁のデューティサイクルを調整するセンサから受け取られる情報を使用する。閉ループシステムは、圧力、速度及びフロー等の様々な動作パラメータを、より正確に制御されることを可能とする。閉ループシステムは、例えば、流体負荷３０に適用される圧力を制御するために使用される。制御器１１４は、流体負荷３０に適用される実際の圧力に関して、圧力センサ１３８からのフィードバック情報を受け取る。通信リンク１３９は、動作可能となるように圧力センサ３８を制御器１１４に接続する。制御器１１４は、圧力センサ１３８によって検出されるような、流体負荷３０に適用される圧力と、制御器１１４によって命令される圧力の差に対応する圧力誤差を演算するための圧力データを使用する。圧力誤差が、選択された誤差範囲から外に出る場合、制御器１１４は、流体負荷３０における所望の圧力を達成するための制御弁８６のデューティサイクルを修正することができる。   The control strategy used by the controller 114 is based on an open loop or closed loop control scheme. In a closed loop system, the controller 114 receives feedback information from various sensors used to monitor various operating parameters such as pressure, temperature, speed, to name a few. Controller 114 uses information received from sensors to adjust the duty cycle of each control valve as needed to achieve the desired load capability. A closed loop system allows various operating parameters such as pressure, velocity and flow to be more accurately controlled. A closed loop system is used, for example, to control the pressure applied to the fluid load 30. The controller 114 receives feedback information from the pressure sensor 138 regarding the actual pressure applied to the fluid load 30. The communication link 139 connects the pressure sensor 38 to the controller 114 to be operable. The controller 114 uses pressure data to calculate a pressure error corresponding to the difference between the pressure applied to the fluid load 30 as detected by the pressure sensor 138 and the pressure commanded by the controller 114. . If the pressure error goes out of the selected error range, the controller 114 can modify the duty cycle of the control valve 86 to achieve the desired pressure at the fluid load 30.

閉ループシステムはまた、負荷感知用制御スキームを履行するのに使用される。負荷の感知を使用する流体システムは、システム圧力を監視する能力と流体負荷を動作するのに要求される圧力で、所望の流量を提供するのに必要な程度で、適切な調整をする能力を持つ。負荷の感知は、加圧流体を流体負荷に供給する通路の内部に位置決めされるオリフィスにおける圧力降下を監視することによって履行される。オリフィスにおける圧力降下は通常、所定の固定値に設定される。オリフィスにおける圧力降下を固定すると、オリフィスを通過する流量は、オリフィスのフローエリアに従属するのみである。このことは、流体が油圧負荷に搬送される速度を、一方で所望の一定の圧力降下を維持しながら、流体負荷に流体を搬送する速度を、オリフィスの断面の流量範囲を調整することにより制御することを可能とする。オリフィスの断面の流量範囲の増加は流量を増し、一方、オリフィスの断面の流量範囲の減少は流量を減させる。オリフィスにおける圧力降下の変化、これは例えば、流体負荷によって移動される動作中の負荷における増加に起因するものであるが、当該変化は、流体負荷に搬送される流体の流量において対応する変化を生じさせる。オリフィスにおける圧力降下の変化は、所望の圧力降下を達成するための上流側のオリフィスの圧力を調整することによって検出されかつ補償される。   The closed loop system is also used to implement a load sensing control scheme. Fluid systems that use load sensing have the ability to monitor system pressure and make the appropriate adjustments to the extent necessary to provide the desired flow rate at the pressure required to operate the fluid load. Have. Load sensing is implemented by monitoring the pressure drop at an orifice positioned within a passage that supplies pressurized fluid to the fluid load. The pressure drop at the orifice is usually set to a predetermined fixed value. With a fixed pressure drop across the orifice, the flow rate through the orifice is only dependent on the flow area of the orifice. This controls the rate at which the fluid is delivered to the hydraulic load, while maintaining the desired constant pressure drop, while adjusting the rate at which the fluid is delivered to the fluid load by adjusting the flow range of the orifice cross section. It is possible to do. Increasing the cross-sectional flow range of the orifice increases the flow rate while decreasing the cross-sectional flow range of the orifice reduces the flow rate. A change in pressure drop at the orifice, for example due to an increase in the operating load moved by the fluid load, but the change causes a corresponding change in the flow rate of the fluid delivered to the fluid load. Let Changes in the pressure drop at the orifice are detected and compensated by adjusting the upstream orifice pressure to achieve the desired pressure drop.

負荷感知の能力は、特別なフローを要求する流体装置を制御しようとする一方で測距用のオリフィスにおける特殊な圧力降下を維持するときに効果的である。油圧シリンダ２６はそのような場合の装置の例である。油圧シリンダ２６は様々な用途に使用される。実施例を通じかつ議論の目的のため、流体シリンダ２６の他の応用例がさらに可能であるとも理解されるが、油圧シリンダ２６は、パワーステアリングシステムの文脈のところで記載されるであろう。流体シリンダ２６は、シリンダハウジング１４１に滑動可能なように配置されたピストン１４０を含む。ピストン１４０の端部１４２は、自動車のホイールへの一連の接続部材を介して接続される。ピストン１４０は、加圧流体を第１、第２のチャンバ５８、６０に選択的に搬送することによってシリンダハウジング１４１の内部の長手方向において滑動される。流体が各チャンバに搬送される流量が、ピストン１４０の移動速度を決める。流体シリンダ制御弁５４は、流体シリンダ２６の流体チャンバ５８、６０の間に、加圧流体を分配するように動作する。油圧シリンダ制御弁５４は、流体が油圧シリンダ２６に搬送される速度を制御する様々な可変オリフィスを含む。流体シリンダ制御弁５４は、弁を所望の流量を達成するため、オリフィスサイズに調整し、同弁を流体シリンダ２６内の適切なチャンバに当該フローに向けさせるユーザ入力に反応する。   The ability to sense the load is effective when maintaining a special pressure drop in the ranging orifice while trying to control a fluidic device that requires a special flow. The hydraulic cylinder 26 is an example of such a device. The hydraulic cylinder 26 is used for various purposes. While it will be appreciated that other applications of the fluid cylinder 26 are further possible through the examples and for discussion purposes, the hydraulic cylinder 26 will be described in the context of a power steering system. The fluid cylinder 26 includes a piston 140 that is slidably disposed on the cylinder housing 141. The end 142 of the piston 140 is connected via a series of connecting members to the vehicle wheel. The piston 140 is slid in the longitudinal direction inside the cylinder housing 141 by selectively conveying pressurized fluid to the first and second chambers 58, 60. The flow rate at which fluid is transferred to each chamber determines the moving speed of the piston 140. The fluid cylinder control valve 54 operates to distribute pressurized fluid between the fluid chambers 58, 60 of the fluid cylinder 26. The hydraulic cylinder control valve 54 includes various variable orifices that control the rate at which fluid is conveyed to the hydraulic cylinder 26. The fluid cylinder control valve 54 is responsive to user input that adjusts the valve to the orifice size to achieve the desired flow rate and directs the valve to the appropriate chamber in the fluid cylinder 26 for that flow.

負荷感知制御スキームは、油圧シリンダ制御弁５４の上流及び下流のそれぞれに、一対の圧力センサ１４４、１４６を配置することによって履行される）第１の通信リンク１４５及び第２の通信リンク１４７は、圧力センサ１４４及び１４６のそれぞれと制御器１１４とを動作可能に接続する。圧力センサは、圧力信号を、各センサの位置における圧力を示す制御器４に送るように構成される。制御器１１４は、圧力弁４０の動作を制御するために、制御器１１４に含まれる論理を用いながら、適切な制御信号を定式化するための圧力データを使用する。制御信号は、制御リンク１１６を渡り、アクチュエータ４２に送られるパルス幅変調信号を含む。アクチュエータ４２は、受け取られる信号に反応して制御弁４０を開閉する。制御器１１４は、所望の圧力マージン（圧力許容幅）で所望のフローを流体シリンダ制御弁５４に搬送するために演算される制御信号のために適切なパルス幅を決定する。制御器１１４は、油圧シリンダ制御弁５４におけるオリフィスにおける圧力降下を監視し、かつ、オリフィスにおける所望の圧力降下を維持するのに必要なような制御信号を調整できる。例えば、ピストン１４０の端部１４２に応用され、かつ対向する力を増加させることは、圧力センサ１４６によって監視される下流の圧力において対応する増加分と、流体シリンダ制御弁５４におけるオリフィスにおける圧力降下において対応する減少分を生じる。減少さえた圧力降下はまた、その結果として、流体の流量における対応する減少分を流体シリンダ２６に得る。当該フローにおける減少分を補償するために、制御器１１４は、流体シリンダ制御弁５４にその入口における圧力を増加させる。この圧力は、制御弁４０の動作を制御する制御信号のデューティサイクルを調整することによって圧力センサ４４を使用しながら監視される。入口への圧力は、ピストン４０の端部１４２へ適用された対向力が増加する前に存在していたオリフィスにおける同一の圧力降下を達成するのに十分な量に増加される。このように、流体シリンダー６に搬送された所望の流量と、結果として得られるピストンの駆動速度が、ピストンに対して作用する力が連続して揺らぐという事実にもかかわらず、所望のレベルに維持できる。   The load sensing control scheme is implemented by placing a pair of pressure sensors 144, 146 upstream and downstream of the hydraulic cylinder control valve 54, respectively) The first communication link 145 and the second communication link 147 are: Each of pressure sensors 144 and 146 and controller 114 are operatively connected. The pressure sensor is configured to send a pressure signal to the controller 4 indicating the pressure at the position of each sensor. The controller 114 uses pressure data to formulate an appropriate control signal using the logic contained in the controller 114 to control the operation of the pressure valve 40. The control signal includes a pulse width modulated signal that is sent across the control link 116 to the actuator 42. Actuator 42 opens and closes control valve 40 in response to the received signal. The controller 114 determines an appropriate pulse width for the control signal that is computed to deliver the desired flow to the fluid cylinder control valve 54 with the desired pressure margin (pressure tolerance). The controller 114 can monitor the pressure drop across the orifice in the hydraulic cylinder control valve 54 and adjust the control signal as needed to maintain the desired pressure drop across the orifice. For example, increasing the opposing force applied to the end 142 of the piston 140 may result in a corresponding increase in downstream pressure monitored by the pressure sensor 146 and a pressure drop across the orifice in the fluid cylinder control valve 54. Produce a corresponding decrease. A reduced pressure drop also results in the fluid cylinder 26 having a corresponding decrease in fluid flow rate. In order to compensate for the decrease in the flow, the controller 114 causes the fluid cylinder control valve 54 to increase the pressure at its inlet. This pressure is monitored using pressure sensor 44 by adjusting the duty cycle of the control signal that controls the operation of control valve 40. The pressure at the inlet is increased to an amount sufficient to achieve the same pressure drop at the orifice that existed before the opposing force applied to the end 142 of the piston 40 increased. Thus, the desired flow rate conveyed to the fluid cylinder 6 and the resulting piston drive speed are maintained at the desired level despite the fact that the force acting on the piston fluctuates continuously. it can.

閉ループシステムはまた、流体モータ２８のような流体装置の速度を制御するのに使用される。制御器１１４は、油圧モータ２８の回転速度を示す速度センサ１４８からフィードバック情報を受け取る。通信リンク１４９は、速度センサ１４８を制御器１１４に動作可能に接続する。制御器１１４は、速度センサ１４８によって検出されるような、油圧モータ２８の現実の回転速度と制御器１１４によって命令された速度との差に対応する速度誤差を演算するのために、速度データを使用する。速度誤差が、選択された誤差のレンジ外にある場合には、制御器１１４は、所望の速度で流体モータ２８を動作するために制御弁７０のデューティサイクルを修正する。   The closed loop system is also used to control the speed of a fluidic device such as fluid motor 28. The controller 114 receives feedback information from the speed sensor 148 that indicates the rotational speed of the hydraulic motor 28. Communication link 149 operably connects speed sensor 148 to controller 114. Controller 114 calculates the speed data to calculate a speed error corresponding to the difference between the actual rotational speed of hydraulic motor 28 and the speed commanded by controller 114 as detected by speed sensor 148. use. If the speed error is outside the selected error range, the controller 114 modifies the duty cycle of the control valve 70 to operate the fluid motor 28 at the desired speed.

閉ループシステムはまた、油圧装置３０のような流体装置に搬送される油圧流体の流量を制御するのに使用される。制御器１１４は、流体装置３０に搬送される流体の流量を示すフローセンサ１５０からのフィードバック情報を受け取る。通信リンク１５１は、フローセンサ１５０と制御器１１４と動作可能に接続する。制御器１１４は、制御器１１４によって命令された流量と、フローセンサ１５０によって検出されるような現実の流量との差に対応するフロー誤差を演算するために、フローデータを使用する。フロー誤差が、選択された誤差レンジ外にある場合、制御器１１４は、所望の流量に達成するために制御弁８６のデューティサイクルを修正する。   The closed loop system is also used to control the flow rate of hydraulic fluid delivered to a fluidic device such as hydraulic device 30. The controller 114 receives feedback information from the flow sensor 150 that indicates the flow rate of the fluid conveyed to the fluidic device 30. Communication link 151 is operatively connected to flow sensor 150 and controller 114. Controller 114 uses the flow data to calculate a flow error corresponding to the difference between the flow rate commanded by controller 114 and the actual flow rate as detected by flow sensor 150. If the flow error is outside the selected error range, the controller 114 modifies the duty cycle of the control valve 86 to achieve the desired flow rate.

制御器１１４はまた、最大のスタンバイ圧力を制御するための論理を含む。最も大きいスタンバイ圧力は、油圧負荷に与えることが可能な最大圧力を示す。デジタルの高圧力のスタンバイ制御は、一般にアナログの油圧システムに使用される高スタンバイのレリーフ弁として同じ目的で役立つ。しかし、圧力安全弁は、バックアップ手段としてデジタルの高圧力のスタンバイ制御に使用される、ハイスタンバイの完全弁に使用されるような同一の目的で使用される。最大のスタンバイ圧力の設定は、典型的には一つが使用される場合は、圧力安全弁の圧力の設定よりも低く設定される。このことは、圧力の安全弁を通常の動作条件を満たさないで開くことを防止する。その結果、望まれないエネルギの損失がもたらされる。一旦、圧力が最大の許容レベルに達したとき、制御器１１４は、油圧負荷に関連付けられた制御弁の動作を制御するのに使用される制御信号のパルス幅をゼロに調整する。このようにすることで、さらに圧力が減少するのを防ぐための制御弁を閉じる。   Controller 114 also includes logic to control the maximum standby pressure. The largest standby pressure indicates the maximum pressure that can be applied to the hydraulic load. Digital high pressure standby control serves the same purpose as a high standby relief valve commonly used in analog hydraulic systems. However, the pressure relief valve is used for the same purpose as used for a high standby full valve, used for digital high pressure standby control as backup means. The maximum standby pressure setting is typically set lower than the pressure relief valve pressure setting when one is used. This prevents the pressure relief valve from opening without meeting normal operating conditions. The result is an unwanted loss of energy. Once the pressure reaches the maximum allowable level, the controller 114 adjusts the pulse width of the control signal used to control the operation of the control valve associated with the hydraulic load to zero. By doing so, the control valve for preventing the pressure from further decreasing is closed.

制御器１１４はまた、低いスタンバイ圧力を制御するための論理を含む。低いスタンバイ圧力制御は、負荷が何らフローを要求しないときに、所定の最小の圧力がいつも流体負荷に搬送されないことを確実とするように動作する。最小のスタンバイ圧力を維持することは、流体負荷を予測可能かつ合理的な反応の方法で流体負荷を反応させることができる。低いスタンバイ圧力は、流体負荷に関連付けられた制御弁を制御するための狭いパルス幅を持つパルス幅制御信号を発生する制御器１１４によって維持可能である。狭いパルス幅制御信号は、上記弁に、以下のような効果的な開口を持たせるようにする。その開口は、最小のスタンバイ圧力レベルで圧力を維持する一方、システムのリークを補償するための制御弁を通過する十分なフローを許容するために十分に大きいものである。   Controller 114 also includes logic to control the low standby pressure. Low standby pressure control operates to ensure that a predetermined minimum pressure is not always delivered to the fluid load when the load does not require any flow. Maintaining a minimum standby pressure can react the fluid load in a predictable and reasonable manner of reaction. The low standby pressure can be maintained by a controller 114 that generates a pulse width control signal having a narrow pulse width for controlling a control valve associated with the fluid load. A narrow pulse width control signal causes the valve to have an effective opening as follows. The opening is large enough to allow sufficient flow through the control valve to compensate for system leakage while maintaining pressure at a minimum standby pressure level.

低い圧力のスタンバイ制御は、例えば、流体シリンダ２６を使用するパワーステアリングシステムに接続し使用される。低いスタンバイ圧力は、典型的には、パワーステアリング用のシステムがニュートラルな位置に位置決めされるときに発生する。パワーステアリングシステムをニュートラルな位置にしながら、制御器１１４は、加圧された圧力を流体シリンダ２６に搬送するように流体シリンダ制御弁５４に指示を与えるための流体シリンダ制御弁５４のための低いスタンバイ圧力の命令信号を発生する。低いスタンバイ圧力は、要求された圧力を油圧シリンダ２６を、車輌の所望のステアリング中のジオメトリ（地形的な位置）に強固に維持し、かつステアリング機構の素早い駆動ができるようにさせるのに十分である。実用上、制御器１１４は、どららが高かろうとも、要求された圧力レベルの最大値と低いスタンバイ圧力レベルに基づき、制御弁を動作させるパルス幅変調制御信号を定式化する。   The low pressure standby control is used in connection with, for example, a power steering system using a fluid cylinder 26. Low standby pressure typically occurs when a system for power steering is positioned in a neutral position. While the power steering system is in the neutral position, the controller 114 is low standby for the fluid cylinder control valve 54 to instruct the fluid cylinder control valve 54 to convey the pressurized pressure to the fluid cylinder 26. Generate pressure command signal. The low standby pressure is sufficient to allow the required pressure to keep the hydraulic cylinder 26 firmly in the desired steering geometry (topographic position) of the vehicle and to allow quick driving of the steering mechanism. is there. In practice, the controller 114 formulates a pulse width modulation control signal that operates the control valve based on the maximum of the required pressure level and the low standby pressure level, no matter how high.

図２を参照しながら以下続ける。制御弁４０は、典型的には４０％のデューティサイクルを使用するために示されている。また、典型的には３０％のデューティサイクルを使用するために示されているのが制御弁８６で、１０％のデューティサイクルを使用するために示されているのが制御弁１００である。図２に描かれているデューティサイクルは、例示目的のみのためのものであることを理解されたい。実用上、備えられた制御弁のためのデューティサイクルは示されたものと異なってもよく、また、負荷の要求の変更を受け入れるために時間につれて変更してもよい。   The following is continued with reference to FIG. The control valve 40 is typically shown to use a 40% duty cycle. Also, typically, control valve 86 is shown to use a 30% duty cycle, and control valve 100 is shown to use a 10% duty cycle. It should be understood that the duty cycle depicted in FIG. 2 is for illustrative purposes only. In practice, the duty cycle for an installed control valve may be different than that shown, and may change over time to accommodate changes in load requirements.

図１、図２を続いて以下参照する。制御弁４０、７０、８６及び１００は共通の動作期間を使用する。これは図示の目的のために、２０ミリ秒で設定されている。前に注釈したが、実際の動作期間は、流体システム１０の構成や動作の要求に応じて変化し得る。制御弁は、一つの弁が閉じたとき又はいくつかの場面ではほとんど閉じるが、その次の弁は開かれるといったような態様で、一つからその次の一つへと連続して駆動される。連続駆動の弁の開閉のシーケンスが互いに交互する時間の比較的短い期間があるけれども、通常、一つの弁だけはいかなる与えられた時間においても十分開かれる。各弁は、通常、与えられた動作サイクルの間、一度だけ開閉される。一つの動作サイクルは、一度だけ、少なくとも利用可能な制御弁の予備のセットを介して巡回することを含む。弁が巡回するシーケンスは、動作サイクルの間に変化する。   1 and 2 will be subsequently referred to. Control valves 40, 70, 86 and 100 use a common operating period. This is set at 20 milliseconds for purposes of illustration. As previously noted, the actual operating period may vary depending on the configuration of the fluid system 10 and the operating requirements. A control valve is driven continuously from one to the next, such that when one valve is closed or closes in some situations, but the next valve is opened . Normally, only one valve is fully open at any given time, although there is a relatively short period of time that the sequence of opening and closing of the continuously driven valves alternate with each other. Each valve is normally opened and closed only once during a given operating cycle. One operating cycle involves cycling once, at least through a spare set of available control valves. The sequence in which the valve cycles changes during the operating cycle.

油圧システム１０を動作するときに、油圧負荷のフロー要求が、ポンプ式のフロー出力を超える場合があり得る。そのことが起こると、利用可能なフローが流体負荷の間でどのような比率で分配されるかに関する決定がなされる。このことは、各流体負荷に、優先度のレベルが割り当てられることによって達成される。例えば、優先度レベル１（１）が最も高い優先度、優先度レベル２（２）が二番目に高い優先度といったように考えられる。各流動負荷は、優先度レベルに割り当てられる。バイパス用回路は典型的には最も低い優先度のレベルに割り当てられる。   When operating the hydraulic system 10, the flow demand of the hydraulic load may exceed the pump type flow output. When that happens, a determination is made as to what ratio the available flows are distributed among the fluid loads. This is achieved by assigning each fluid load a priority level. For example, the priority level 1 (1) may be the highest priority, and the priority level 2 (2) may be the second highest priority. Each flow load is assigned to a priority level. The bypass circuit is typically assigned to the lowest priority level.

様々な基準が優先度の割り当てを決定するために使用される。それは、限られないが、とりわけ、安全に関すること、効率を考慮したこと、オペレータの使い勝手である。各流体負荷は、各優先度レベルに割り当てられたり、或いは複数の流体負荷が、特別な適用の要求に応じて同一の優先度レベルに割り当てられる。各負荷の優先度レベルの割り当ては、例えばメモリ１５３を介して又はメモリの中に又は制御器１１４と動作可能に通信するシステムレベルの電子制御ユニット（ECU）の他の有体物のストレージ機構のような制御弁に格納される。   Various criteria are used to determine priority assignments. It is, but not limited to, safety concerns, efficiency considerations, and operator convenience, among others. Each fluid load is assigned to each priority level, or multiple fluid loads are assigned to the same priority level, depending on special application requirements. The assignment of priority levels for each load may be, for example, other tangible storage mechanisms of a system level electronic control unit (ECU) that is in operative communication with or in memory 153 or with controller 114. Stored in control valve.

利用可能なフローは、最も高い優先度レベル（すなわち優先度レベル１）が割り当てられた油圧負荷がそれらが要求するフローのすべてを受け入れながら、かつ、残された油圧負荷が減じられたフロー若しくは全くフローのない状態を受け入れながら、優先度レベルの順位に基づき油圧負荷に分配される。流体用回路３２、３４、３６及び１０１のために取りうる優先度レベルの割り当てと、結果として得られる優先度レベルの割り当てのフロー分配の実施例が以下にある表１に示されている。この実施例の目的のために、油圧ポンプ１２が、１５０リットル／分の最大出力を持つと仮定されている。例示の目的のために、油圧シリンダ２６を含む第１の流体用回路３２は、優先度レベル１を割り当てられる。第２、第３の流体用回路３４、３６は優先度レベルの２が割り当てられる。バイパス流体用回路１０１、この回路は典型的には最も低い優先度のレベルが割り当てられるが、この回路は優先度レベルの３が割り当てられる。この実施例では、第１の流体用回路は全利用可能なフローの６６．７％、又は１００リットル／分を要求する。第２及び第３の流体用回路の両方が、利用可能なフローの１／３（３３．３％）又は５０リットル／分を要求する。３つの流体用回路のすべてのフロー要求の合計は、ポンプ１２から利用可能なフローを超えるので、第１の流体用回路よりも低い優先度を割り当てられる第２、第３の流体用回路は、要求されたフローの一部のみを受け取る。第１の流体用回路は、１００リットル／分のフロー要求の合計を受け取る。これで、第２、第３の流体用回路の間に分配されるべき５０リットル／分が残る。第２、第３流体用回路は同一の優先度レベルを持つので、残る５０リットル／分は、この二つの流体用回路間で均等に分けられる。このとき各回路は２５リットル／分、受け取る。バイパス用流体用回路は、利用可能な流体のすべてがその他の３つの流体用回路に分配されているのでこの実施例ではバイパス用流体用回路は何ら流体を受け取らない。

Figure 2011517752
The available flows are those where the hydraulic load assigned the highest priority level (ie priority level 1) is accepting all of the flows they require and the remaining hydraulic load is reduced or not at all. Distributing to the hydraulic load based on priority level ranking while accepting no flow state. Examples of possible priority level assignments for fluid circuits 32, 34, 36 and 101 and the resulting flow distribution of priority level assignments are shown in Table 1 below. For the purposes of this example, it is assumed that the hydraulic pump 12 has a maximum output of 150 liters / minute. For illustrative purposes, the first fluid circuit 32 including the hydraulic cylinder 26 is assigned priority level 1. The second and third fluid circuits 34 and 36 are assigned a priority level of 2. Bypass fluid circuit 101, which is typically assigned the lowest priority level, but this circuit is assigned a priority level of 3. In this example, the first fluid circuit requires 66.7% of the total available flow, or 100 liters / minute. Both the second and third fluid circuits require 1/3 (33.3%) or 50 liters / minute of available flow. Since the sum of all flow requirements of the three fluid circuits exceeds the flow available from the pump 12, the second and third fluid circuits that are assigned a lower priority than the first fluid circuit are: Receive only part of the requested flow. The first fluid circuit receives a total flow request of 100 liters / minute. This leaves 50 liters / minute to be distributed between the second and third fluid circuits. Since the second and third fluid circuits have the same priority level, the remaining 50 liters / minute is evenly divided between the two fluid circuits. At this time, each circuit receives 25 liters / minute. The bypass fluid circuit receives no fluid in this embodiment because all of the available fluid is distributed to the other three fluid circuits.
Figure 2011517752

制御弁が駆動される順番は流体システムの効率に影響を与える。弁は、例えば圧力を減じたり若しくは上昇させたりするために、様々に選択された基準に基づき連続的な順番で駆動される。制御弁が駆動される順番は、例えば、油圧負荷２６、２８及び３０のような、圧力負荷の要求に基づき決定される。典型的には、最も高い圧力要求を備えた流体負荷を供給する制御弁が最初に駆動される。そして、次に高い圧力要求を備えた流体負荷を供給する制御弁が追従し、アクチュエータ弁のすべてが駆動されるまでそのラインをそのようにして下流方向に進む。特殊な流体負荷が圧力を必要としない場合は、非動作の流体負荷に関連付けられた制御弁が特別な動作サイクルの間には開かれない。仮にあったとしても、残っている制御弁のすべて（すなわち制御弁４０、７０、８６）が駆動されたあとで、バイパス用制御弁１００は、典型的に最後に駆動される。すべての制御弁が一旦駆動されたら、現在動作中のサイクルが完了され、次の動作サイクルが開始される。   The order in which the control valves are driven affects the efficiency of the fluid system. The valves are driven in sequential order based on variously selected criteria, for example to reduce or increase pressure. The order in which the control valves are driven is determined based on pressure load requirements, such as, for example, hydraulic loads 26, 28 and 30. Typically, the control valve that supplies the fluid load with the highest pressure demand is actuated first. The control valve that supplies the fluid load with the next highest pressure demand then follows and thus proceeds downstream in that line until all of the actuator valves are driven. If the special fluid load does not require pressure, the control valve associated with the non-operating fluid load is not opened during the special operating cycle. The bypass control valve 100 is typically driven last, after all remaining control valves (ie, control valves 40, 70, 86) have been driven, if any. Once all control valves are driven, the current operating cycle is completed and the next operating cycle is started.

制御弁４０、７０、８６及び１００のために実行可能な連続したシーケンス順の実施例が、図５のグラフに例示されている。そのグラフにおける上部の曲線１５２は、例えば、圧力センサ１２６（図１参照）によって測定されるような実施例のための、システム圧力のプロファイルを示す。典型的な個々のチャンネル圧力曲線１５４、１５６及び１５８は、流体負荷２６への入口において起こる圧力、すなわち各油圧負荷を示す。”チャンネル＃１圧力”曲線１５４は、油圧シリンダ２６への入口で測定されるような時間変化中の圧力が描かれている。”チャンネル＃２圧力”曲線１５６は、油圧シリンダ２８への入口で測定されるような時間変化中の圧力が描かれている。”チャンネル＃３圧力”曲線１５８は、その他の流体負荷３０への入口で測定されるような時間変化中の圧力が描かれている。図の底部に示された略正方形波の曲線１６０は、制御弁４０、７０、８６及び１００の開閉のシーケンスをグラフ上に描く。”＃１”と名付けられたパルスは、制御弁４０の典型的な開閉を示す。”＃２”と名付けられたパルスは、制御弁７０の典型的な開閉を示す。”＃３”と名付けられたパルスは、制御弁８６の典型的な開閉を示す。”バイパス”と名付けられたパルスは、バイパス用制御弁１００の典型的な開閉を図示する。流体シリンダ２６はこの実施例では最も高い圧力の要求を持つので、制御弁４０が最初に駆動され、かつ、油圧モータ２８の動作を制御する制御弁７０とその他の油圧負荷３０の動作を制御する制御弁８６によって順に追従される。バイパス用制御弁は最後に駆動される。シケンスの順番を変更することを要求する油圧負荷の、現在の要求に変化がない場合は、同一のシーケンスが、連続する順番を変えることを要求する次に続く動作サイクルのために繰返えされる。   An example of a sequential sequence that can be performed for the control valves 40, 70, 86 and 100 is illustrated in the graph of FIG. The upper curve 152 in the graph shows the system pressure profile, for example, as measured by the pressure sensor 126 (see FIG. 1). Typical individual channel pressure curves 154, 156 and 158 show the pressure occurring at the inlet to the fluid load 26, ie, each hydraulic load. The “Channel # 1 Pressure” curve 154 depicts the pressure over time as measured at the inlet to the hydraulic cylinder 26. The “Channel # 2 Pressure” curve 156 depicts the pressure over time as measured at the inlet to the hydraulic cylinder 28. The “Channel # 3 Pressure” curve 158 depicts the pressure over time as measured at the inlet to the other fluid load 30. A substantially square wave curve 160 shown at the bottom of the figure depicts the sequence of opening and closing the control valves 40, 70, 86 and 100 on the graph. The pulse labeled “# 1” indicates a typical opening and closing of the control valve 40. A pulse labeled “# 2” indicates a typical opening and closing of the control valve 70. The pulse labeled “# 3” indicates a typical opening and closing of the control valve 86. A pulse named “bypass” illustrates a typical opening and closing of the bypass control valve 100. Since the fluid cylinder 26 has the highest pressure requirement in this embodiment, the control valve 40 is driven first and controls the operation of the control valve 70 that controls the operation of the hydraulic motor 28 and other hydraulic loads 30. The control valve 86 is followed in order. The bypass control valve is driven last. If there is no change in the current demand of the hydraulic load that requires changing the sequence order, the same sequence is repeated for the next operating cycle that requires changing the sequential order. .

制御弁が連続される順番は必ずしも一致しない。連続する順番は、動作中のサイクル間で変更され、いくつかの場合は、動作サイクル中の途中で、負荷圧力の要求のような動作条件における変化を受け入れる。油圧負荷の圧力要求は、残存する油圧負荷の一つ又はそれ以上の圧力要求よりも高い場合は、連続する順番は、制御弁が最も高い圧力要求から最も低い圧力要求へと順番に続くように、順番が並び変えられる。例えば、図５では、油圧シリンダ２６が、油圧モータ２８やその他の油圧負荷３０によって順に追従され、最も高圧力要求を持つように描かれている。したがって、制御弁は、制御弁７０及び８６によって追従されて、制御弁４０が最初に駆動されながら、降順で連続化される。バイパス弁１００は最後に駆動される。仮にその他の流体負荷３０の圧力要求が、流体モータ２８の圧力要求よりも高くなったとしても、例えば図６Aに示されるように、連続する順番が再配列され、その結果、制御弁８６が制御弁７０より先に駆動する。修正された連続する順番は図６Bに示される。連続する順番は、続く動作サイクルのそれぞれの始めに、必要に応じて、再評価されかつ調整される。動作期間はまた、動作サイクル間においても変更可能である。   The order in which the control valves are continued does not necessarily match. The sequential order changes between operating cycles, and in some cases, accepts changes in operating conditions, such as load pressure requirements, during the operating cycle. If the pressure demand of the hydraulic load is higher than one or more pressure demands of the remaining hydraulic load, the sequential order is such that the control valve continues in order from the highest pressure demand to the lowest pressure demand. , The order can be changed. For example, in FIG. 5, the hydraulic cylinder 26 is drawn so as to be sequentially followed by the hydraulic motor 28 and other hydraulic loads 30 and to have the highest pressure demand. Thus, the control valve is followed by the control valves 70 and 86 and is continued in descending order while the control valve 40 is driven first. The bypass valve 100 is driven last. Even if the pressure demand of the other fluid load 30 becomes higher than the pressure demand of the fluid motor 28, for example, as shown in FIG. 6A, the sequential order is rearranged so that the control valve 86 is controlled. It is driven before the valve 70. The corrected sequential order is shown in FIG. 6B. The sequential order is reevaluated and adjusted as necessary at the beginning of each subsequent operating cycle. The operating period can also be changed between operating cycles.

全体のシステムの性能における改良は、油圧負荷のフロー要求における変化を受け入れるように動作サイクルの途中で、制御弁のパルス幅を調整することによって変更することによって実現可能である。このことは、動作サイクルの出発点で各油圧負荷のためのパルス幅を決定すること及び動作サイクルの持続時間において同一のパルス幅を維持することに対して、対照的である。進歩的なパルス幅制御、そこでは、パルス幅が動作サイクルの途中で調整されているが、当該パルス制御はシステムのバンド幅を改良する。バンド幅はシステムの動作サイクル周波数により直接影響を受ける。進歩的なパルス幅制御の典型的な履行は、図８A及び図８Bでグラフ上に例示されている。図８Aは動作サイクルを示すが、そこでは、各油圧負荷及びそのバイパス（図８Aでは、”１”、”２”、”３”及び”バイパス”と称されている）のためのパルス幅が動作サイクルの最初で決定される。図８Aにおいて示されている実施例では、動作サイクルが図８Aの”現在（Current）”と目印が付けられた線によって定めれた時間まで進んでいる。（図８Aでは”２”と目印が付けられている）制御弁２は、現在、対応する油圧負荷にフローを供給するプロセスにある。ここで、デューティサイクルの途中で、制御弁２に関連付けられた油圧負荷のフロー要求で増加の過程にあると仮定されたい。増加したフロー要求を受け入れるために、制御弁２を制御するのに使用される制御信号のパルス幅は増加され、かつ、制御弁３若しくはバイパス弁を制御する信号のパルス幅が、制御弁２に関連付けられたパルス幅における増加分に比例して減少される。制御弁２に関連付けられた油圧負荷の、増加されたフロー要求を受け入れるためのデューティサイクルに対する変化が、図８Bに反映されている、制御弁１に関連付けられた流体負荷のフロー要求は、既に電流動作用のサイクル内で満足されているため、そのフロー要求におけるいかなる変化も、次の動作サイクルまで受け入られないであろう。   Improvements in overall system performance can be realized by changing the pulse width of the control valve during the operating cycle to accommodate changes in the flow demand of the hydraulic load. This is in contrast to determining the pulse width for each hydraulic load at the starting point of the operating cycle and maintaining the same pulse width for the duration of the operating cycle. Advanced pulse width control, where the pulse width is adjusted during the operating cycle, but the pulse control improves the system bandwidth. Bandwidth is directly affected by the operating cycle frequency of the system. A typical implementation of progressive pulse width control is illustrated graphically in FIGS. 8A and 8B. FIG. 8A shows the operating cycle, where the pulse width for each hydraulic load and its bypass (referred to as “1”, “2”, “3” and “bypass” in FIG. 8A) is shown. Determined at the beginning of the operating cycle. In the embodiment shown in FIG. 8A, the operating cycle has progressed to the time defined by the line marked “Current” in FIG. 8A. The control valve 2 (marked “2” in FIG. 8A) is currently in the process of supplying flow to the corresponding hydraulic load. Now assume that in the middle of the duty cycle, the flow demand of the hydraulic load associated with the control valve 2 is in the process of increasing. In order to accept the increased flow request, the pulse width of the control signal used to control the control valve 2 is increased and the pulse width of the signal controlling the control valve 3 or the bypass valve is applied to the control valve 2. Decreased in proportion to the increase in the associated pulse width. The change in the hydraulic load associated with control valve 2 with respect to the duty cycle to accept the increased flow request is reflected in FIG. Any change in the flow request will not be accepted until the next operating cycle because it is satisfied within the operating cycle.

再び図５を参照する。一つの制御弁が閉じられかつその次の制御弁が開かれている間のタイミングは、油圧システムの効率に影響を与える。一つの弁を閉じることと次の弁を開くことの間の時間遅延の効果的な制御は、第１の流体回路３２、第２の流体回路３４、第３の流体回路３６及びバイパス回路１０１のような流体回路間で起こるが、遷移するエネルギ損失を最小化するのに役立つ（図１参照）。時間遅延は、図５における「Δｔ」として定められる。第１の時間遅延（Δｔ１）は、バイパス弁１００を閉じることを開始すること、制御弁４０を開くことを開始することの間の遅延を表す。第２の時間遅延（Δｔ２）は、制御弁４０を閉じることを開始することと、制御弁７０を開くことを開始することの間の遅延を表す。第３の時間遅延（Δｔ３）は、制御弁７０を閉じることを開始すること、制御弁８６を開くことを開始することの間の遅延を表す。第４の時間遅延（Δｔ４）は、制御弁８６を閉じることを開始すること、バイパス弁１００を開くことを開始することの間の遅延を表す。 Refer to FIG. 5 again. The timing while one control valve is closed and the next control valve is open affects the efficiency of the hydraulic system. An effective control of the time delay between closing one valve and opening the next is that of the first fluid circuit 32, the second fluid circuit 34, the third fluid circuit 36 and the bypass circuit 101. It helps to minimize the energy loss that occurs between fluid circuits such as this (see FIG. 1). The time delay is defined as “Δt” in FIG. The first time delay (Δt 1 ) represents the delay between starting to close the bypass valve 100 and starting to open the control valve 40. The second time delay (Δt 2 ) represents the delay between starting to close the control valve 40 and starting to open the control valve 70. The third time delay (Δt 3 ) represents the delay between starting to close the control valve 70 and starting to open the control valve 86. The fourth time delay (Δt 4 ) represents the delay between starting to close the control valve 86 and opening the bypass valve 100.

適切な時間遅延を決定するときに考慮される因子は、ポンプ１２と制御弁４０、７０、８６及び１００間の流体供給回路のヴォリューム（容量）とコンプライアンスを含む。時間遅延は、流体回路間の圧力差の関数でもある。   Factors considered when determining the appropriate time delay include the volume and compliance of the fluid supply circuit between the pump 12 and the control valves 40, 70, 86 and 100. The time delay is also a function of the pressure difference between the fluid circuits.

一つの制御弁を閉じることを開始することと、次の連続する制御弁を開くことを開始することとの間の時間遅延が長すぎる場合は、制御弁へ導く供給回路に現存する流体が圧縮されるのでエネルギが浪費され、これによって、システム圧力にスパイクを生じさせる。この現象は、図７Bでグラフ化され示されている。図７Bの上部のグラフは、第１の制御弁が閉じかつ次の制御弁が開くにつれて、（例えば図１の圧力センサ１２６によって感知される圧力であるところの）システム圧力（ｐ）の典型的な変化を図示する。
図７Bの下部グラフは、典型的な、二つの制御弁を開けたり閉めたりすることをグラフ化して示す。弁は（Ａｏｒ）のところで十分に開かれている。低めの曲線の左部は、第１の制御弁を閉じることをグラフ化して示し、かつ、曲線の右部分は、第２弁の開きをグラフ化して示す。時間遅延が短いという理由から、油圧ポンプと制御弁の間（すなわち、図１のポンプ排出通路２２）の流体供給回路に現存する流体は、圧力中のスパイクを図７Bの上部圧力曲線で観察されることができる圧力中のスパイクを生じさせながら圧縮される。 If the time delay between starting to close one control valve and opening the next successive control valve is too long, the fluid present in the supply circuit leading to the control valve is compressed. Energy is wasted and this causes a spike in the system pressure. This phenomenon is shown graphically in FIG. 7B. The upper graph of FIG. 7B shows a typical system pressure (p) as the first control valve closes and the next control valve opens (eg, the pressure sensed by the pressure sensor 126 of FIG. 1). Diagrammatic changes.
The lower graph of FIG. 7B shows a typical graph of opening and closing two control valves. The valve is fully open at (Aor). The left part of the lower curve graphs the closing of the first control valve, and the right part of the curve graphs the opening of the second valve. Because of the short time delay, the existing fluid in the fluid supply circuit between the hydraulic pump and the control valve (ie, the pump discharge passage 22 in FIG. 1) is observed in the upper pressure curve in FIG. Compressed while producing a spike in pressure that can be

一つの弁を閉じることを開始することと、次の連続する弁を開くことを開始することの間の遅延が短かすぎる場合は、従前の油圧負荷（弁１）から次の油圧負荷（弁２）へ戻るように流体が流れる。この現象は、図７Aにグラフ化されて示されている。図７Aの上部曲線は、第１の制御弁が閉じかつ次の制御弁が開くにつれ、システム圧力（P）における典型的な変化を示す。図７Aの下部曲線は、制御弁の典型的な開閉をグラフ化して示す。弁は（Ａｏｒ）で十分に開かれる。この実施例では、第２の制御弁が、第１の制御弁が十分に閉じる前に開き始める。第１の制御弁が閉じ始めるにつれ、図７Aの上のグラフで描かれたシステム圧力は降下し始めることに留意されたい。短時間の遅延をもつことは必ずしも効率の降下をもたらすものではないが、流体リザーバ１８（図１参照）のように、例えば流体が油圧負荷からタンクに逆流しないならば、流体負荷によって要求された真のフローを供給するであろう制御信号パルス幅を決定する時点がそれにもかかわらず考慮される。したがって、バイパス制御弁を閉じ始めることと、続けて第１の制御弁を開き始めるこの間の時間遅延及びシーケンス中に最後の制御弁を閉じ始めることと、バイパス弁を開き始めることの間の時間遅延を最適化することも望ましい。適切な時間遅延を決定することは、図７Aで描かれたような制御弁間に起こる逆流の量を最小化することと、図７Bで描かれるようたシステム圧力スパイクの発生を最小化することとの間における調和点を必要とする。   If the delay between starting to close one valve and opening the next successive valve is too short, the previous hydraulic load (valve 1) to the next hydraulic load (valve The fluid flows back to 2). This phenomenon is shown graphically in FIG. 7A. The upper curve in FIG. 7A shows a typical change in system pressure (P) as the first control valve closes and the next control valve opens. The lower curve in FIG. 7A shows a typical opening and closing of the control valve as a graph. The valve is fully opened at (Aor). In this embodiment, the second control valve begins to open before the first control valve is fully closed. Note that as the first control valve begins to close, the system pressure depicted in the upper graph of FIG. 7A begins to drop. Having a short delay does not necessarily result in a decrease in efficiency, but as required by the fluid load, such as in the fluid reservoir 18 (see FIG. 1), if the fluid does not flow back from the hydraulic load to the tank, for example. The time point for determining the control signal pulse width that will deliver true flow is nevertheless considered. Therefore, the time delay between starting to close the bypass control valve and subsequently starting to open the first control valve and the time delay between starting to close the last control valve during the sequence and starting to open the bypass valve It is also desirable to optimize. Determining an appropriate time delay minimizes the amount of backflow that occurs between the control valves as depicted in FIG. 7A and minimizes the occurrence of system pressure spikes as depicted in FIG. 7B. A reconciliation point between is needed.

時間遅延（Δｔ）は次の式を使って決定される。

Figure 2011517752
ここで、Δｔ（時間遅延）は、一つの制御弁を閉じ始めることと、次の連続する弁を開き始めることとの間の時間遅延である（例えば図５参照）。αは、様々なパラメータに従属するパラメータであり、例えば、弁の過渡速度、弁の摩擦、ポンプの流量、熱効果、油圧流体の効果的な体積弾性率及び内部のポンプの内部容積又は弁マニホルドのパラメータに従属する。ΔPは油圧負荷とポンプの出口との間の圧力差であり、時間遅延加算子（TimeDelayAdder）は、時間遅延を最適化するために、経験的に決定されたる補正因子である。 The time delay (Δt) is determined using the following equation:
Figure 2011517752
 Here, Δt (time delay) is a time delay between the start of closing one control valve and the opening of the next successive valve (see, for example, FIG. 5). α is a parameter dependent on various parameters, for example, valve transient speed, valve friction, pump flow rate, thermal effect, effective bulk modulus of hydraulic fluid and internal pump internal volume or valve manifold Depends on the parameters of ΔP is the pressure difference between the hydraulic load and the outlet of the pump, and the time delay adder (TimeDelayAdder) is an empirically determined correction factor to optimize the time delay.

実施例を介して、αはマニホルド容積、ポンプ流量及び油圧流体の体積弾性率に従属しており、時間遅延（Δｔ）は次の式を使って決定される。

Figure 2011517752
ここで、Δｔ（時間遅延）は、一つの制御弁を閉じ始めることと、次の連続する弁を開き始めることの間の時間の期間である（例えば図５参照）。
ΔPは、流体負荷とポンプ出口の間の圧力差である。
Vは、ポンプ出口と制御弁入口の間の流体回路の流体体積である。
βは、流体システムの効果的な体積弾性率である。
Qは、ポンプの流量であり、そして、
時間遅延加算子（TimeDelayAdder）は、時間遅延を最適化するために実験により基づかれて決定される補正因子である。 Through an example, α is dependent on the manifold volume, pump flow rate and the bulk modulus of the hydraulic fluid, and the time delay (Δt) is determined using the following equation:
Figure 2011517752
 Here, Δt (time delay) is a period of time between the start of closing one control valve and the opening of the next successive valve (see, for example, FIG. 5).
ΔP is the pressure difference between the fluid load and the pump outlet.
V is the fluid volume of the fluid circuit between the pump outlet and the control valve inlet.
β is the effective bulk modulus of the fluid system.
Q is the pump flow rate and
The time delay adder (TimeDelayAdder) is a correction factor determined based on experiments to optimize the time delay.

体積弾性率は、次の式を用いて決定される。

Figure 2011517752
The bulk modulus is determined using the following formula:
Figure 2011517752

体積弾性率は、圧力で非線形に変化する。油圧流体の体積弾性率は、温度、混入空気、流体組成及び他の物理パラメータの関数である。流体システムの体積弾性率は、油圧システムのハードウェアの体積及び堅牢性を代表し、かつ適正な時間遅延を決定するときの因子である。流体システムの効果的な体積弾性率は、流体の体積弾性率と流体システムのハードウェアの体積弾性率とのコンピレーションである。実用上、体積弾性率は著しく変化し、可能ならば、時間遅延を演算するのに使用されるための正確な体積弾性率を取得するために測定される。効果的な体積弾性率の測定は、例えば、すべての制御弁４０、７０、８６及び１００を閉じた状態で、ポンプ１２からの流体フローの関数として流体フローの関数として、油圧システム１０における圧力上昇を監視することによって成し遂げられる。
６）ポンプフローは、次の式を用いて概算される。

Figure 2011517752
The bulk modulus changes nonlinearly with pressure. The bulk modulus of a hydraulic fluid is a function of temperature, entrained air, fluid composition, and other physical parameters. The bulk modulus of the fluid system is representative of the volume and robustness of the hydraulic system hardware and is a factor in determining the proper time delay. The effective bulk modulus of a fluid system is a compilation of the bulk modulus of the fluid and the bulk modulus of the fluid system hardware. In practice, bulk modulus varies significantly and is measured, if possible, to obtain an accurate bulk modulus to be used to compute the time delay. An effective measure of bulk modulus is, for example, pressure rise in the hydraulic system 10 as a function of fluid flow as a function of fluid flow from the pump 12 with all control valves 40, 70, 86 and 100 closed. Achieved by monitoring.
6) Pump flow is estimated using the following formula:
Figure 2011517752

圧力上昇は、ポンプ１２と制御弁４０、７０、８６及び１００の間の流体供給回路に配置された圧力センサ（即ち図１の圧力センサ１２６）を用いて監視される。圧力の関数として効果的な体積膨張率のマップを含むルックアップテーブルが、時間遅延を演算するときの使用のために制御器１１４のメモリ１６３において発生されて記憶される。   The pressure rise is monitored using a pressure sensor (ie, pressure sensor 126 in FIG. 1) located in the fluid supply circuit between pump 12 and control valves 40, 70, 86 and 100. A lookup table containing a map of effective volume expansion as a function of pressure is generated and stored in the memory 163 of the controller 114 for use in computing the time delay.

体積膨張率は、初期の動作マップを提供するために、油圧システムの初動中にマッピングが可能である。体積膨張率は、安定状態の条件に到達されるまで油圧液体が加熱するにつれて周期的に測定可能である。従前の動作サイクル中に得られた同様のシステム条件用の体積膨張率のマップは、油圧システムの状態を評価するために比較され使用される。例えば、体積膨張率における実質的な減少は、油圧液体における混入空気の中で、顕著な増加を示すか、又は、油圧システムのホース若しくはパイプ中でまさに起ころうとしている不具合を示す。   The volume expansion rate can be mapped during the initial movement of the hydraulic system to provide an initial motion map. The volume expansion rate can be measured periodically as the hydraulic liquid heats until a steady state condition is reached. The volume expansion rate maps for similar system conditions obtained during previous operating cycles are compared and used to assess the state of the hydraulic system. For example, a substantial decrease in volumetric expansion indicates a significant increase in the entrained air in the hydraulic liquid or a failure that is about to occur in the hose or pipe of the hydraulic system.

時間遅延（Δｔ）を演算するための式に含まれる時間遅延加算子（TimeDelayAdder）のパラメータは、時間遅延（Δｔ）を最適化するための補正因子である。αパラメータと時間遅延加算子（TimeDelayAdder）パラメータは実験的に決定される。時間遅延の式のα項、これは例えば式（ΔPV／βQ）又は他の関数の関係に対応するものであるが、α項は、一つの制御弁を閉じ始めることと次の連続する弁を開け始めることの間の遅延量の推定値を提供する。しかし、それは単なる推定値であるので、演算された遅延（Δｔ）は、システム圧力のスパイクと、連続して駆動される制御弁間で起こる逆流を最小化する間の最適なバランスを創出しない。   The parameter of the time delay adder (TimeDelayAdder) included in the equation for calculating the time delay (Δt) is a correction factor for optimizing the time delay (Δt). The α parameter and the time delay adder (TimeDelayAdder) parameter are determined experimentally. The α term in the time delay equation, which corresponds to, for example, the equation (ΔPV / βQ) or other function relationships, where the α term is used to start closing one control valve and the next successive valve. Provides an estimate of the amount of delay between starting to open. However, since it is just an estimate, the calculated delay (Δt) does not create an optimal balance between system pressure spikes and minimizing the backflow that occurs between continuously driven control valves.

時間遅延（Δｔ）の効果は、対応する時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）を演算することによって評価されるが、当該時間遅延圧力誤差は、システム圧力内のスパイクと一つの制御弁からその次の制御弁への逆流を少なくとも部分的に考慮するものである。
時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）は次式を用いて演算される。

Figure 2011517752
ここで、PPUMPは、例えば圧力センサ１２６を使いながら検出されるようなポンプ１２からの圧力の出力である。PLOADは、流体負荷（即ち流体負荷２６、２８及び３０）に搬送される圧力である。ΔPVALVEは、制御弁（即ち制御弁４０、７０、８６及び１００）における安定状態における圧力降下である。 The effect of time delay (Δt) is evaluated by computing the corresponding Time Delay Pressure Error, which is calculated from a spike in the system pressure and one control valve. Considering at least partially the backflow to the next control valve.
The time delay pressure error is calculated using the following equation.
Figure 2011517752
 Here, P PUMP is an output of pressure from the pump 12 as detected using the pressure sensor 126, for example. P LOAD is the pressure delivered to the fluid load (ie, fluid loads 26, 28 and 30). ΔP VALVE is the pressure drop in the steady state at the control valve (ie, control valves 40, 70, 86 and 100).

制御弁における安定状態の圧力降下（ΔPVALVE）は、制御器１１４のメモリ１５３に記憶されたルックアップテーブルから取得されるが、ここで、安定状態の圧力降下は、ポンプ１２の流量と相関する。ポンプ１２の流量は、測定されたポンプのR.P.M.（回転数／分）を使用しながら演算される。RPMは、例えば速度センサ１２４を使用しながら、そして、ポンプフロー（Pump Flow）を決定するための、前記の式を使いながら演算される。 The steady state pressure drop (ΔP VALVE ) at the control valve is obtained from a look-up table stored in the memory 153 of the controller 114, where the steady state pressure drop correlates with the pump 12 flow rate. . The flow rate of the pump 12 is calculated using the measured pump RPM (revolutions per minute). RPM is calculated using, for example, the speed sensor 124 and using the above equation to determine the pump flow.

時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）の実体は、図９から１１を参照し、より良く理解される。図９は、３つの制御弁が連続して開閉されるにつれ、３つの別々の制御弁（即ち制御弁４０、７０及び８６）において発生する圧力降下における典型的なゆらぎをグラフ化して示す。３つの制御弁は、前記態様で、順番に駆動される。この実施例では、制御弁４０は、制御弁７０、制御弁８６の順番で追従されながら、最初に開かれる。各制御弁における圧力降下は、圧力弁が最初に開かれ始めた時点から始まり、その弁が十分に閉じられるときまで追跡される。その弁における安定状態の圧力降下は、３つの弁すべてにおいて全く同じであり、図９、１１において引かれたような水平線によって示される。しかし、各弁は同一の圧力降下を持つことは必ずしも必要ではない。連続する制御弁に対する圧力降下の曲線は、一つの弁が閉じかつ次の弁が開いている間の過渡期間中、少なくとも一部、重複する。このことは、連続して駆動される弁が、先の弁が十分に閉じられる前に開き始めるという事実に起因する。   The substance of Time Delay Pressure Error is better understood with reference to FIGS. FIG. 9 graphically illustrates typical fluctuations in the pressure drop that occurs in three separate control valves (ie, control valves 40, 70 and 86) as the three control valves are opened and closed in succession. The three control valves are driven in turn in the manner described above. In this embodiment, the control valve 40 is first opened while being followed in the order of the control valve 70 and the control valve 86. The pressure drop at each control valve begins from the time the pressure valve first begins to open and is tracked until the valve is fully closed. The steady state pressure drop across the valve is exactly the same for all three valves and is indicated by a horizontal line as drawn in FIGS. However, it is not necessary for each valve to have the same pressure drop. The pressure drop curves for successive control valves overlap at least in part during the transition period while one valve is closed and the next is open. This is due to the fact that continuously driven valves begin to open before the previous valve is fully closed.

図９から観察可能なように、具備された制御弁における圧力降下は、その開閉位置の間の弁の過渡現象として、当該弁の対応する安定状態の圧力降下から顕著に変化しうる。圧力降下曲線から、過渡期間中、発生している非効率状態を検出することができる。例えば、当該弁が開くにつれ発生する安定状態の圧力低下の過度な状態では、具備された制御弁における圧力降下のスパイク（即ち図９における圧力スパイク１６２、１６４及び１６６）は、時間遅延（Δｔ）が小さくなりすぎ、開きつつある制御弁に、閉じつつある制御弁からの逆流させられた流体を生じさせることを示唆する。制御弁が閉じつつあるにつれ発生する具備された制御弁におけるネガティブ（負）な圧力降下（即ち、圧力降下１６８、１７０及び１７２）は、流体を、閉じつつある制御弁から、流体を制御弁に供給する通路（例えばポンプ排出通路２２）に流れていることを示唆する。具備された制御弁が閉じるにつれて発生する安定状態の圧力が過度になった状態の具備された制御弁における圧力降下でのスパイクは、時間遅延（Δｔ）が長すぎ、システム圧力におけるスパイクを生じさせる。   As can be observed from FIG. 9, the pressure drop in the equipped control valve can vary significantly from the corresponding steady state pressure drop of the valve as a valve transient between its open and closed positions. From the pressure drop curve, it is possible to detect inefficiencies occurring during the transient period. For example, in an excessive state of steady state pressure drop that occurs as the valve opens, pressure drop spikes in the provided control valve (ie, pressure spikes 162, 164, and 166 in FIG. 9) cause a time delay (Δt). Is too small, suggesting that a control valve that is opening produces a back-flowed fluid from the control valve that is closing. A negative pressure drop (ie, pressure drops 168, 170, and 172) in the provided control valve that occurs as the control valve is closing causes fluid to flow from the closing control valve to fluid to the control valve. It suggests that it is flowing into the supply passage (for example, the pump discharge passage 22). Spikes in the pressure drop in the equipped control valve with the steady state pressure becoming excessive as the equipped control valve closes cause the time delay (Δt) to be too long, resulting in a spike in the system pressure .

図１１は、閉じつつある制御弁７０と開きつつある制御弁８６の間の典型的な過渡期間を例示する図９の一部の拡大図である。制御弁が閉じ始めるにつれて発生する安定状態での圧力降下の上方に、制御弁４０における圧力降下のスパイクがあることに注意されたい。これは、制御弁７０が開くのが始まる前に、閉じ始める制御弁４０に起因する。油圧ポンプ１２と制御弁４０の間の流体供給回路に存在する流体は、制御弁が閉じるにつれて圧縮され、それによりシステム圧力でスパイクが生じる。   FIG. 11 is an enlarged view of a portion of FIG. 9 illustrating a typical transient period between the control valve 70 being closed and the control valve 86 being opened. Note that there is a pressure drop spike at the control valve 40 above the steady state pressure drop that occurs as the control valve begins to close. This is due to the control valve 40 starting to close before the control valve 70 begins to open. The fluid present in the fluid supply circuit between the hydraulic pump 12 and the control valve 40 is compressed as the control valve closes, thereby causing a spike in the system pressure.

図１１を参照して以下続ける。制御弁４０における圧力降下は、制御弁７０が開き始めかつ弁４０が閉じ始めるにつれて、安定状態圧力降下の下に落下し始め、かつ、弁４０が閉じられるにつれて落下し始める。圧力弁４０における圧力降下は、弁４０が閉じ始めかつ弁７０が開き始めるにつれて、最終的には負方向に進行する。負方向への圧力降下は、制御弁４０からポンプ排出部２２への逆流の存在を示す。制御弁７０における圧力降下におけるスパイクはまた、流体が制御弁４０から制御弁７０に逆流するという信号を発生している。制御弁４０から制御弁７０への流体の逆流とシステム圧力におけるスパイクは、システム効率に不利な降下をもたらす。これらの損失を最小化することで油圧システムの全効率を向上させることができる。   The following is continued with reference to FIG. The pressure drop at the control valve 40 begins to fall below the steady state pressure drop as the control valve 70 begins to open and the valve 40 begins to close, and begins to drop as the valve 40 is closed. The pressure drop across the pressure valve 40 eventually proceeds in the negative direction as the valve 40 begins to close and the valve 70 begins to open. A pressure drop in the negative direction indicates the presence of backflow from the control valve 40 to the pump discharge 22. The spike in the pressure drop at the control valve 70 also generates a signal that fluid flows back from the control valve 40 to the control valve 70. The backflow of fluid from the control valve 40 to the control valve 70 and spikes in the system pressure result in a disadvantageous drop in system efficiency. Minimizing these losses can improve the overall efficiency of the hydraulic system.

図１１を参照して以下続ける。時間内の与えられた時点における時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）は、その量により制御弁における圧力降下が安定状態の圧力降下（これは図９及び１１で圧力降下”A”として定められている）を超える量と、その量により該圧力降下がゼロ未満に落ちる量（これは図９及び１１で圧力降下”B”として定められている）と、を合計することによって演算される。時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）の第１の項MAX[（PPump−（Ｐｌｏａｄ−ΔPValve），０）]は、圧力降下”A”に対応し、かつ、第２の項（ABS（MIN[PPump−Ｐload，０]））は、圧力降下”B”に対応する。時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）は、動作サイクルの間じゅう様々な時間間隔で演算される。図９から、圧力降下を使いて演算される時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）のグラフは、図１０に示される。時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）は、圧力弁における圧力降下が一旦安定状態に達するときに、ゼロであることに注意されたい。 The following is continued with reference to FIG. The time delay pressure error at a given point in time is determined by the amount of pressure drop at the control valve, which is the steady state pressure drop (this is defined as pressure drop “A” in FIGS. 9 and 11). And the amount by which the pressure drop drops below zero (this is defined as the pressure drop “B” in FIGS. 9 and 11). The first term MAX [(P Pump − (P load −ΔP Valve ), 0)] of the time delay pressure error corresponds to the pressure drop “A” and the second term ( ABS (MIN [P Pump −P load , 0])) corresponds to the pressure drop “B”. Time Delay Pressure Error is calculated at various time intervals throughout the operating cycle. From FIG. 9, a graph of Time Delay Pressure Error calculated using the pressure drop is shown in FIG. Note that the Time Delay Pressure Error is zero once the pressure drop across the pressure valve reaches a steady state.

時間遅延（Δｔ）は、時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）を最小化することによって最適化される。このことは、最小の時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）が達成されるまで、時間遅延（Δｔ）の式で、時間遅延（Δｔ）における時間遅延加算子（TimeDelayAdder）を増加させながら変更することによって達成される。新たな時間遅延（Δｔ）は各時間遅延加算子（TimeDelayAdder）について演算される。そして、対応する制御弁が、修正された時間遅延（Δｔ）を使用しながら動作され、かつ、この制御弁において結果として得られた圧力降下が追跡される。新たな時間遅延圧力誤差（Time Delay Pressure Error）は、最新の圧力降下データに基づき演算され、かつ、従前に演算された時間遅延圧力誤差と比較される。この処理は最小の時間遅延圧力誤差が決定されるまで続行する。対応する圧力及び流量に従いながら、最小の時間遅延圧力誤差に対応する最適な時間遅延加算子は、これからの参照のためのルックアップテーブルの形式で制御器１１４のメモリ１５３に記憶される。   The time delay (Δt) is optimized by minimizing the time delay pressure error. This is changed by increasing the time delay adder (TimeDelayAdder) in the time delay (Δt) in the time delay (Δt) equation until the minimum time delay pressure error is achieved. Is achieved. A new time delay (Δt) is calculated for each time delay adder (TimeDelayAdder). The corresponding control valve is then operated using the modified time delay (Δt), and the resulting pressure drop is tracked at this control valve. The new time delay pressure error (Time Delay Pressure Error) is calculated based on the latest pressure drop data, and is compared with the previously calculated time delay pressure error. This process continues until the minimum time delay pressure error is determined. The optimal time delay adder corresponding to the minimum time delay pressure error, while corresponding to the corresponding pressure and flow, is stored in the memory 153 of the controller 114 in the form of a look-up table for future reference.

図１から図４を参照すると、油圧システム１０の典型的な動作サイクルの動作が描かれている。制御弁４０、７０、８６及び１００のための典型的なデューティサイクルは、図２に例示されている。制御弁４０、７０、８６及び１００の時間変化中の流体出力は、ポンプ１２の流体出力のパーセンテージとして表現される。典型的な動作サイクルはゼロに等しい時間で始まる。議論の目的のために、油圧負荷２６は初期に最も高い圧力要求を持つとみなし、油圧負荷２８及び油圧負荷３０の順番で追従されるものとする。制御弁は、制御弁４０をまず用いて降順に駆動され、このとき制御弁４０は、制御弁７０、８６及び１００の順に追従されながら、最も高い圧力要求を持つ油圧負荷を制御する。典型的な動作サイクルは、２０ミリ秒の持続時間を持つが、これは上述したデューティサイクルのそれぞれの動作期間に対応する。２０ミリ秒に等しい時間に始まる第２の動作サイクルを用いた、４０ミリ秒に等しい時間で終了する二つの連続する動作サイクルが、図２から図４に描かれている。制御弁４０、７０、８６及び１００のための動作サイクルはすべて同一時間に始まりかつ同一時間に終わる。   With reference to FIGS. 1-4, the operation of a typical operating cycle of the hydraulic system 10 is depicted. A typical duty cycle for the control valves 40, 70, 86 and 100 is illustrated in FIG. The fluid output during the time variation of the control valves 40, 70, 86 and 100 is expressed as a percentage of the fluid output of the pump 12. A typical operating cycle begins with a time equal to zero. For discussion purposes, it is assumed that the hydraulic load 26 initially has the highest pressure demand and is followed in the order of the hydraulic load 28 and the hydraulic load 30. The control valve is driven in descending order using the control valve 40 first, and at this time, the control valve 40 controls the hydraulic load having the highest pressure demand while following the control valves 70, 86 and 100 in this order. A typical operating cycle has a duration of 20 milliseconds, which corresponds to the respective operating period of the duty cycle described above. Two successive operating cycles ending with a time equal to 40 milliseconds, with a second operating cycle starting at a time equal to 20 milliseconds, are depicted in FIGS. The operating cycles for control valves 40, 70, 86 and 100 all begin at the same time and end at the same time.

図４は、圧力センサ１２６によって検出されるような、ポンプ排出ポート２４の下流（ダウンストリーム）の流れを発生させる流体圧力における時間変化中の相対的な変動を、グラフ化し描く。対応する圧力弁が油圧システム内部で起こる比較的低い圧力損により開けられるときに、圧力センサ１２６によって検出された圧力は理論通りに各負荷の入口で発生する圧力を概算する。   FIG. 4 graphically depicts the relative variation over time in the fluid pressure generating downstream (downstream) flow of the pump exhaust port 24 as detected by the pressure sensor 126. The pressure detected by the pressure sensor 126 approximates the pressure generated at the inlet of each load as theoretically when the corresponding pressure valve is opened due to the relatively low pressure drop that occurs within the hydraulic system.

図３は、時間変化する相対的な流量と、各油圧負荷の入口近くに起こる圧力レベルをグラフ化し示す。油圧負荷を含まないバイパス用流体回路１０１の場合は、圧力及び流量が、バイパス用排出路１０８内部で発生する。システムの内部に起こる比較的低い圧力損失によれば、油圧負荷の入口近くに発生する圧力は、圧力センサ１２６によってポンプ排出ポート２４のところで検出される圧力とかなり近似する。一方、図３に示されるような、具備された油圧負荷のための入口の圧力曲線は、通常、制御弁が開かれている期間に（図４に示されているような）ポンプ排出ポート２４において発生する圧力に対応する。   FIG. 3 graphically illustrates the time-varying relative flow rate and the pressure level occurring near the inlet of each hydraulic load. In the case of the bypass fluid circuit 101 that does not include a hydraulic load, pressure and flow rate are generated inside the bypass discharge passage 108. Due to the relatively low pressure drop that occurs inside the system, the pressure generated near the inlet of the hydraulic load approximates the pressure detected at the pump discharge port 24 by the pressure sensor 126. On the other hand, the inlet pressure curve for the installed hydraulic load, as shown in FIG. 3, typically shows the pump discharge port 24 (as shown in FIG. 4) during the period when the control valve is open. Corresponds to the pressure generated in.

図１から図４を参照すると、典型的な動作サイクルは、制御弁４０を開けかつ入口ポート４６と排出ポート５０の間の流体接続を確立するようにアクチュエータに指示するアクチュエータ４２に制御信号を送る制御器１１４によって（図２から４のゼロに等しい時間に）初期化される。４０％のデューティサイクルに基づき、制御弁４０は約８ミリ秒の期間において、開いたままとなるであろう。開いたままの位置にある制御弁４０を用いて、ポンプ１２から排出された流体の全体量は、制御弁４０を介し（図２参照）流体分岐７１へと通過する。油圧負荷２６のフロー及び圧力要求に応じて、流体分岐７１に到達する流体の一部が、排出通路５２や油圧シリンダ制御弁５４の現在のフロー設定に従い、第１の供給路５２か第２の供給路６４のいずれか一方を通過して搬送される。流体が油圧負荷２６に搬送される時間変化率は、図３にグラフ化されて描かれている。流体分岐７１に到達する残存する流体は、供給／排出路７３を介してアキュムレータ６８を満たすために該アキュムレータ６８に通過する。図４に示されるように、制御弁４０が開かれている期間中、圧力センサ１２６によって検出される圧力（これは図３に示されるような、油圧負荷２６の入口ポート近くで発生する圧力レベルに近似する）は、ポンプ１２からの流体のフローを制限する油圧負荷２６の結果として上昇し始める。制御弁４０が約８ミリ秒の期間開かれた後、制御器１１４は、制御弁４０を閉じるようにアクチュエータ４２を指示する該アクチュエータ４２に制御信号を送る。制御弁４０が閉位置にされて、流体分岐７１おける圧力と流量は、降下し始める。今度は、キュムレータ６８に蓄えられた加圧流体を排出通路５２に放出させる。図３から観察されるように、アキュムレータ６８から排出される流体は少なくとも一部が、制御弁４０が閉じられることに起因し、排出通路５２の内部に発生するフローと圧力降下を補償する。その結果は、アキュミュレータ６８が仮に利用されない場合に、起こりそうな突発的な降下より、むしろ、約８ミリ秒から約２０ミリ秒の時間の期間にわたり起こる排出通路５２内部の流体フロー及び圧力レベル内の漸次的な減少である。圧力及びフローは、約２０ミリ秒（図２、３参照）とほぼ等しい時間に発生する、引き続き起こる動作サイクル間に、圧力弁４０が開かれるまで、降下し続ける。圧力及びフロー曲線は、動作条件に変化がない限り、続く動作サイクルの間、ほぼ同一である。   With reference to FIGS. 1-4, a typical operating cycle sends a control signal to an actuator 42 that instructs the actuator to open the control valve 40 and establish a fluid connection between the inlet port 46 and the outlet port 50. Initialized by controller 114 (at a time equal to zero in FIGS. 2-4). Based on a 40% duty cycle, the control valve 40 will remain open for a period of about 8 milliseconds. With the control valve 40 in the open position, the total amount of fluid discharged from the pump 12 passes to the fluid branch 71 via the control valve 40 (see FIG. 2). Depending on the flow and pressure requirements of the hydraulic load 26, a portion of the fluid reaching the fluid branch 71 may be either the first supply path 52 or the second It is conveyed through either one of the supply paths 64. The rate of change over time in which the fluid is conveyed to the hydraulic load 26 is depicted in graph form in FIG. The remaining fluid reaching the fluid branch 71 passes to the accumulator 68 to fill the accumulator 68 via the supply / discharge path 73. As shown in FIG. 4, the pressure detected by the pressure sensor 126 while the control valve 40 is open (this is the pressure level generated near the inlet port of the hydraulic load 26 as shown in FIG. 3). Begins to rise as a result of the hydraulic load 26 limiting the flow of fluid from the pump 12. After the control valve 40 is opened for a period of about 8 milliseconds, the controller 114 sends a control signal to the actuator 42 that instructs the actuator 42 to close the control valve 40. With the control valve 40 in the closed position, the pressure and flow rate in the fluid branch 71 begins to drop. This time, the pressurized fluid stored in the accumulator 68 is discharged to the discharge passage 52. As observed from FIG. 3, the fluid discharged from the accumulator 68 is at least partially compensated for the flow and pressure drop that occurs within the discharge passage 52 due to the control valve 40 being closed. The result is that fluid flow and pressure levels within the discharge passage 52 occur over a period of time of about 8 milliseconds to about 20 milliseconds, rather than a sudden drop likely to occur if the accumulator 68 is not utilized. Is a gradual decrease. The pressure and flow continue to drop until the pressure valve 40 is opened during subsequent operating cycles that occur at a time approximately equal to about 20 milliseconds (see FIGS. 2 and 3). The pressure and flow curves are approximately the same during the following operating cycle unless the operating conditions change.

制御弁４０を閉じると、制御弁１１４は、制御弁７０を開くと共に入力ポート７２と排出ポート７８との間の流体接続を確立するようにアクチュエータ７７に指示を与えながら、該アクチュエータ７７に制御信号を送る。３０％のデューティサイクルに基づき、制御弁７０は、約８ミリ秒で始まり、約１４ミリ秒で終わりながら、約６ミリ秒の期間、開いたままの状態にある。制御弁７０が開いた位置では、ポンプ１２から排出される流体の全フローが制御弁７０（図２参照）を介して流体分岐８５を通過する。   When the control valve 40 is closed, the control valve 114 opens the control valve 70 and instructs the actuator 77 to instruct the actuator 77 to establish a fluid connection between the input port 72 and the exhaust port 78, while controlling the actuator 77. Send. Based on the 30% duty cycle, the control valve 70 remains open for a period of about 6 milliseconds, starting at about 8 milliseconds and ending at about 14 milliseconds. In the position where the control valve 70 is opened, the entire flow of the fluid discharged from the pump 12 passes through the fluid branch 85 via the control valve 70 (see FIG. 2).

図４に示されるように、初期に、（圧力センサ１２６によって検出されるような）ポンプ排出通路２２の内部圧力は制御弁７０を開くと圧力曲線の点１７４で示されるレベルまで降下する。流体負荷２８のフロー及び圧力の要求に応じて、流体分岐８５に到達する流体の一部は、油圧モータ供給通路８０を介し油圧負荷２８に搬送される。油圧負荷２８の入口ポートの近くで、時間変化中の流体フローは図３にグラフ化され示されている。流体分岐８５に到達し残存する流体は、アキュミュレータを満たすために供給／排出通路８７を介してアキュミュレータ８４へと通過する。制御弁７０が（約、８ミリ秒と１４ミリ秒の間の時間の期間で）開いている期間中、圧力センサ１２６により検出される圧力（図４参照）と油圧負荷２８の入口ポート近くの圧力レベル（図３参照）が、制御弁７０が最初に開かれたときに（図４の点１７４）に発生した初期の圧力を超えて上昇し始める。制御弁７０が約６ミリ秒の期間で開かれたあとで、制御器１１４が、制御弁７０に入口ポート７２と排出ポート７８の間の流路を閉じさせるように、アクチュエータ７７に制御信号を送ることができる。制御弁７０が閉じられた状態で、流体分岐８５における圧力レベルと流量が落下し始めるであろう。このことは、制御弁が閉じられている期間（１４ミリ秒から２８ミリ秒の時間の期間）中、アキュムレータ８４に蓄えられた加圧流体を油圧モータ供給通路８０に排出されるようにさせる。図３から観察可能なように、アキュミュレータ８４から排出された流体は、少なくとも一部の、制御弁７０が閉じられたときに生じるフロー及び圧力における落下を補償する。その結果は、約１４ミリ秒から約２８ミリ秒までの時間の期間にわたり起こる排出通路８０の内部の流量及び圧力レベルにおける漸次的な減少である。圧力及びフローが、圧力弁７０が、約２８ミリ秒に等しい時間に発生する。続く動作サイクル中に再び開けられるまで降下し続ける。圧力及びフロー曲線は、続く動作条件で変化がない限り、続く動作サイクルと略同じである。   As shown in FIG. 4, initially, the internal pressure of the pump discharge passage 22 (as detected by the pressure sensor 126) drops to the level indicated by point 174 in the pressure curve when the control valve 70 is opened. Depending on the flow and pressure requirements of the fluid load 28, a portion of the fluid that reaches the fluid branch 85 is conveyed to the hydraulic load 28 via the hydraulic motor supply passage 80. Near the inlet port of the hydraulic load 28, the fluid flow over time is graphed and shown in FIG. The fluid that reaches the fluid branch 85 and remains passes through the supply / discharge passage 87 to the accumulator 84 to fill the accumulator. While the control valve 70 is open (for a period of time between about 8 milliseconds and 14 milliseconds), the pressure detected by the pressure sensor 126 (see FIG. 4) and near the inlet port of the hydraulic load 28 The pressure level (see FIG. 3) begins to rise beyond the initial pressure that occurred when the control valve 70 was first opened (point 174 in FIG. 4). After the control valve 70 is opened for a period of about 6 milliseconds, the controller 114 sends a control signal to the actuator 77 to cause the control valve 70 to close the flow path between the inlet port 72 and the outlet port 78. Can send. With the control valve 70 closed, the pressure level and flow rate in the fluid branch 85 will begin to drop. This causes the pressurized fluid stored in the accumulator 84 to be discharged into the hydraulic motor supply passage 80 during the period in which the control valve is closed (a period of 14 to 28 milliseconds). As can be observed from FIG. 3, the fluid discharged from the accumulator 84 compensates for at least some drops in flow and pressure that occur when the control valve 70 is closed. The result is a gradual decrease in the flow rate and pressure level inside the exhaust passage 80 that occurs over a period of time from about 14 milliseconds to about 28 milliseconds. Pressure and flow occur at a time when the pressure valve 70 is equal to approximately 28 milliseconds. Continue descending until it is opened again during the following operating cycle. The pressure and flow curves are substantially the same for the subsequent operating cycle unless there is a change in the subsequent operating conditions.

制御弁７０を閉じると、制御器１１４は、制御弁８６を開きかつ入力ポート８８と排出ポート９６の間の流体接続を確立するようにアクチュエータに指示するアクチュエータ９３に制御信号を送る。２０％のデューティサイクルに基づき、制御弁８６は約１４ミリ秒で始まり、約１８ミリ秒で終わる４ミリ秒の期間中、開いた状態のままにある。制御弁８６を開いた位置とし、ポンプ１２から排出された流体の全フローが、制御弁８６（図２参照）を介して流体分岐９７まで通過する。図４に示されるように、（圧力センサ１２６によって検出されるような）ポンプ排出通路２２の内部の圧力は、初期に制御弁８６を開くと圧力曲線の点１７６で示されるレベルに降下する。油圧負荷３０のフロー及び圧力要求に応じて、流体分岐９７に到達する流体の一部は、流体負荷供給通路９４を介して流体負荷３０に搬送される。油圧負荷３０の入力ポート３０近くの時間変化中の流体フローは、図３にグラフ化され示されている。流体分岐９７に到達する残存する流体は、供給／排出通路９９を介してアキュミュレータ９５へと通過して該アキュミュレータ９５を満たす。制御弁８６が開かれた期間中（約１４ミリ秒から約１８ミリ秒までの時間の期間）に、圧力センサ１２６により検出された圧力（図４参照）及び流体負荷の入口ポート近くに発生する圧力（図３参照）は、制御弁８６が最初に開かれるとき（図４の点１７６）に発生した初期の圧力を超えて上昇し始める。制御弁８６が約４ミリ秒の期間中、開かれていた後、制御器１１４は、制御弁８６を、入口ポート８８と排出ポート９６との間の流路に近づけさせながら、制御信号８８をアクチュエータ９３に送る。制御弁８６を閉位置にして、流体分岐９７における流体フローの圧力レベルと流量が降下し始める。このことは、アキュミュレータ９５に蓄えられた加圧流体を、制御弁８６が、（約１８ミリ秒から約３４ミリ秒ｍでの時間の期間で）閉じられる中、油圧負荷供給通路９４に排出されるようにさせる。図３から観察可能なように、アキュミュレータ９５から排出された流体は、制御弁８６が閉じられるときに発生するフロー及び圧力における降下を、少なくとも一部補償する。その結果が、１８ミリ秒と３４ミリ秒との間の時間の期間にわたって発生する、排出通路９４内部の流量及び圧力レベルにおける漸次的な減少である。圧力及びフローは、約３４ミリ秒に等しい時間で連続する動作サイクルの間において、制御弁８６が再び開かれるまで降下し続ける。圧力及びフロー曲線は、連続する動作条件において変化がない限り、連続する動作サイクルに対して実質上同一である。   When the control valve 70 is closed, the controller 114 sends a control signal to an actuator 93 that instructs the actuator to open the control valve 86 and establish a fluid connection between the input port 88 and the exhaust port 96. Based on a 20% duty cycle, the control valve 86 starts at about 14 milliseconds and remains open for a period of 4 milliseconds ending at about 18 milliseconds. With the control valve 86 in the open position, the entire flow of fluid discharged from the pump 12 passes to the fluid branch 97 via the control valve 86 (see FIG. 2). As shown in FIG. 4, the pressure inside the pump discharge passage 22 (as detected by the pressure sensor 126) drops to the level indicated by point 176 in the pressure curve when the control valve 86 is initially opened. Depending on the flow and pressure requirements of the hydraulic load 30, a portion of the fluid reaching the fluid branch 97 is conveyed to the fluid load 30 via the fluid load supply passage 94. The fluid flow over time near the input port 30 of the hydraulic load 30 is graphically illustrated in FIG. The remaining fluid that reaches the fluid branch 97 passes through the supply / discharge passage 99 to the accumulator 95 to fill the accumulator 95. During the period when the control valve 86 is opened (a period of time from about 14 milliseconds to about 18 milliseconds), the pressure detected by the pressure sensor 126 (see FIG. 4) and generated near the inlet port of the fluid load. The pressure (see FIG. 3) begins to rise beyond the initial pressure that was generated when the control valve 86 was first opened (point 176 in FIG. 4). After the control valve 86 has been open for a period of about 4 milliseconds, the controller 114 causes the control signal 88 to be in close proximity to the flow path between the inlet port 88 and the outlet port 96 while the control valve 86 is in close proximity. Send to actuator 93. With the control valve 86 in the closed position, the pressure level and flow rate of the fluid flow at the fluid branch 97 begins to drop. This causes the pressurized fluid stored in the accumulator 95 to be discharged into the hydraulic load supply passage 94 while the control valve 86 is closed (for a period of time from about 18 milliseconds to about 34 milliseconds m). Let them be. As can be observed from FIG. 3, the fluid expelled from the accumulator 95 compensates at least in part for the drop in flow and pressure that occurs when the control valve 86 is closed. The result is a gradual decrease in the flow and pressure levels inside the exhaust passage 94 that occurs over a period of time between 18 and 34 milliseconds. The pressure and flow continue to drop until the control valve 86 is reopened during successive operating cycles in a time equal to about 34 milliseconds. The pressure and flow curves are substantially the same for successive operating cycles as long as there is no change in continuous operating conditions.

制御弁８６を閉じると、制御弁１００は、流体リザーバ１８へのポンプ排出通路２２の内部に存在する過度の圧力を減衰するために選択的に開かれる。制御器１１４は、アクチュエータ１１２に、バイパス用制御弁１００を開きかつ入口ポート１０２と排出ポート１１０の間の流体接続を確立するように指示しながら、該アクチュエータ１１２に制御信号を送る。１０％のデューティサイクルに基づき、制御弁８６は、１８ミリ秒で始まり２０ミリ秒で終わる、２ミリ秒の期間中、開けられた状態のまま維持される。約２０ミリ秒において制御弁８６を閉じることは、進行中の動作サイクルの終わりとそれに続く動作サイクルの始まりに対応する。制御弁１００を開いた位置にし、ポンプ１２から排出される流体の全フローは、制御弁１００（図２参照）及びバイパス用排出通路１０８を介してリザーバへの戻り通路６６へと通過する。図４に示されたように、（圧力センサ１２６によって検出されたような）ポンプ排出通路２２内部の圧力は、制御弁１００が開かれたときの圧力曲線の点１７８で示したレベルまで降下し、かつ、制御弁１００が約２０ミリ秒に等しい時間で閉じられるまでその圧力に維持される。バイパス用制御弁１００が２ミリ秒の期間中、開かれた後、制御器１１４が制御弁１００に入口ポート１０２と排出ポート１１０の間の流路を閉じさせながら制御信号をアクチュエータ１１２に送る。   When the control valve 86 is closed, the control valve 100 is selectively opened to dampen excess pressure present within the pump discharge passage 22 to the fluid reservoir 18. The controller 114 sends a control signal to the actuator 112 while instructing the actuator 112 to open the bypass control valve 100 and establish a fluid connection between the inlet port 102 and the outlet port 110. Based on a 10% duty cycle, the control valve 86 remains open for a period of 2 milliseconds starting at 18 milliseconds and ending at 20 milliseconds. Closing the control valve 86 in about 20 milliseconds corresponds to the end of the ongoing operating cycle and the beginning of the subsequent operating cycle. With the control valve 100 in the open position, the entire flow of fluid discharged from the pump 12 passes through the control valve 100 (see FIG. 2) and the bypass discharge passage 108 to the return passage 66 to the reservoir. As shown in FIG. 4, the pressure inside the pump discharge passage 22 (as detected by the pressure sensor 126) drops to the level indicated by point 178 in the pressure curve when the control valve 100 is opened. And the control valve 100 is maintained at that pressure until it is closed in a time equal to about 20 milliseconds. After the bypass control valve 100 is opened for a period of 2 milliseconds, the controller 114 sends a control signal to the actuator 112, causing the control valve 100 to close the flow path between the inlet port 102 and the outlet port 110.

現在の典型的な動作シーケンスは、バイパス用制御００が閉じられたときに完了する。続く動作シーケンスは、制御弁４０を駆動しかつ前述の動作シーケンスを繰り返すことによって開始される。例えば、油圧負荷の圧力要求が増加又は減少したような動作条件の変化がある場合は、その影響を受けた制御弁のデューティサイクルが必要に応じて再評価されかつ調整されて、変化後の動作条件を受け入れる。   The current typical operation sequence is completed when the bypass control 00 is closed. The following operation sequence is started by driving the control valve 40 and repeating the aforementioned operation sequence. For example, if there is a change in operating conditions such that the pressure demand of the hydraulic load has increased or decreased, the duty cycle of the affected control valve will be re-evaluated and adjusted as needed to Accept the condition.

ここで述べた、プロセス、システム、方法その他に関しては、上記のようなプロセス等のステップはある順番のシーケンスにしたがって発生するものとして記載されており、このようなプロセスはここで記載された順番以外の順番で実行される記載されたステップを用いて実行されうると理解されるべきである。さらに、あるステップは同時に実行されえいるだろうし、他のステップが付加されえるだろうし、ここに記載されたあるステップは省略も可能であろう。言い換えれば、ここでのプロセスの記述はある実施形態の例示の目的のために提供されており、かつ特許請求の範囲の発明に限定されるという、いかなる特別な方法によっても解釈されないと理解されたい。   With respect to the processes, systems, methods, etc. described herein, steps such as the above processes are described as occurring in a certain sequence, and such processes are not in the order described here. It should be understood that it may be performed using the described steps performed in the order of: Further, certain steps may be performed simultaneously, other steps may be added, and certain steps described herein may be omitted. In other words, it should be understood that the description of the processes herein is provided for purposes of illustration of certain embodiments and is not to be construed in any particular way as limited to the claimed invention. .

上記の記載は、例示の意図のものであって制限的なものではないことに理解されるべきである。提供された実施例以外の多くの実施形態や応用は、上記の記載を読むと当業者には明らかであろう。発明の範囲は、上記の記載に参照して決定されるべきではないが、当該請求項が位置付ける十分な均等な範囲に沿って添付の請求項を参照して決定されるべきである。さらなる研究開発がここで議論された技術において発生すること、および、開示されたシステムや方法がこのような未来の実施形態に組み込まれるであろうことが予見されかつ意図される。総じて言えば、当該発明は修正及び改変が可能であり、添付の請求項によってのみ限定されることを理解されるべきである。   It should be understood that the above description is intended to be illustrative and not restrictive. Many embodiments and applications other than the examples provided will be apparent to those of skill in the art upon reading the above description. The scope of the invention should not be determined with reference to the above description, but should be determined with reference to the appended claims along with their full scope of equivalents. It is foreseen and intended that further research and development will occur in the technology discussed herein, and that the disclosed systems and methods will be incorporated into such future embodiments. In general, it is to be understood that the invention is capable of modification and alteration and is limited only by the accompanying claims.

請求項で使用されたすべての語句は、ここで作成されている中での矛盾に対し明らかな指示がないならば、当業者によって理解されるような通常の意味や、当該語句の最も広くかつ理にかなった構成が提供される。特に、”一つ（a）”、”その（the）”、”前記（said）”は、請求項が矛盾した明白な限定を規定しないならば示された構成要素の一つ以上を規定するように読まれるべきである。   All terms used in the claims are intended to have their ordinary meaning as understood by those skilled in the art, or the broadest A reasonable configuration is provided. In particular, “one (a)”, “the”, “said” defines one or more of the indicated components unless the claim defines an inconsistent obvious limitation. Should be read as follows.

Claims (34)

複数の油圧負荷に関連付けられるように優先度レベルを割り当てて、
該割り当てられた優先レベルに基づきパルス幅で変調された制御信号を定式化し、
前記油圧負荷の少なくとも一つを圧力源に選択的に流体接続するように、動作可能な複数のデジタル弁の各弁に前記制御信号を伝送し、
少なくとも、前記制御信号に反応する前記デジタル弁の予備的なセットを順番に駆動することを特徴とする方法。 Assign priority levels to be associated with multiple hydraulic loads,
Formulating a control signal modulated with a pulse width based on the assigned priority level;
Transmitting the control signal to each of a plurality of operable digital valves to selectively fluidly connect at least one of the hydraulic loads to a pressure source;
At least a preliminary set of digital valves responsive to the control signal is driven in turn. 一つの動作サイクルで一回だけ、各デジタル弁をそれそれ駆動することをさらに含むことを特徴とする請求項１に記載の方法。   The method of claim 1, further comprising driving each digital valve individually once in a cycle of operation. 前記各弁が開位置及び閉位置に配置されている動作サイクル間の時間の期間を、前記制御信号が定義することを特徴とする請求項１に記載の方法。   2. The method of claim 1, wherein the control signal defines a period of time between operating cycles in which the valves are located in an open position and a closed position. 前記各弁は、各動作サイクルの間に一回だけ、開かれかつ閉じられることを特徴とする請求項３に記載の方法。   The method of claim 3, wherein each valve is opened and closed only once during each operating cycle. 関連付けられた油圧負荷の割り当てられた優先度レベルを基に、前記弁を順に駆動することをさらに含むことを特徴とする請求項２に記載の方法。   The method of claim 2, further comprising driving the valves sequentially based on an assigned priority level of an associated hydraulic load. 一番高い優先度レベルを持つ油圧負荷に関連付けられた弁が最初に駆動されることを特徴とする請求項５に記載の方法。   6. The method of claim 5, wherein the valve associated with the hydraulic load having the highest priority level is actuated first. 特定された油圧負荷の圧力要求上の各割り当てられた優先度レベルに基づくことをさらに含むことを特徴とする請求項５に記載の方法。   The method of claim 5, further comprising: based on each assigned priority level on the pressure demand of the identified hydraulic load. 最も高い圧力要求を持つ油圧負荷に関連付けられた弁が、最初に駆動されることを特徴とする請求項７に記載の方法。   The method of claim 7, wherein the valve associated with the hydraulic load having the highest pressure demand is actuated first. 最も高い圧力要求を持つ油圧負荷に関連付けられた弁を始動する弁を連続的に駆動することと、残存する油圧負荷の圧力要求に基づき降順に連続して進行することをさらに含むことを特徴とする請求項７に記載の方法。   Further comprising continuously driving a valve that starts a valve associated with the hydraulic load having the highest pressure demand and continuously proceeding in descending order based on the pressure demand of the remaining hydraulic load; The method according to claim 7. 最も低い圧力要求を持つ油圧負荷に関連付けられた弁を始動する弁を連続的に駆動することと、残存する油圧負荷の圧力要求に基づき昇順に連続して進行することをさらに含むことを特徴とする請求項７に記載の方法。   Further comprising continuously driving a valve that starts a valve associated with a hydraulic load having the lowest pressure demand and continuously proceeding in ascending order based on the pressure demand of the remaining hydraulic load; The method according to claim 7. 前記制御信号の定式化は、前記デジタルバルブが閉位置及び開位置に配置されている間の時間の期間を定義する前記デジタル弁のそれぞれのためのデューティサイクルを決定することを特徴とする請求項１に記載の方法。   The control signal formulation determines a duty cycle for each of the digital valves defining a period of time during which the digital valve is placed in a closed position and an open position. The method according to 1. 前記複数の油圧負荷のそれぞれに対するフロー要求を決定し、かつ、
前記関連付けられた油圧負荷のフロー要求を創出するために演算された弁のそれぞれに対するデューティサイクルを決定することをさらに含むことを特徴とする請求項１１に記載の方法。 Determining a flow requirement for each of the plurality of hydraulic loads; and
12. The method of claim 11, further comprising determining a duty cycle for each of the valves computed to create the associated hydraulic load flow demand. すべての油圧負荷のフロー要求の合計が、加圧された流体の利用可能なフローよりも大きいときに、前記制御弁の少なくとも一つが、前記関連付けられた流体負荷の流体要求よりも小さく創出するために決定されるデューティサイクルとして割り当てられることを特徴とする請求項１２に記載の方法。   Because at least one of the control valves creates a smaller fluid demand for the associated fluid load when the sum of the flow demands of all hydraulic loads is greater than the available flow of pressurized fluid 13. The method according to claim 12, wherein the method is assigned as a determined duty cycle. 前記デューティサイクルは、前記関連付けられた油圧負荷のフロー要求に基づき決定されることを特徴とする請求項１１に記載の方法。   The method of claim 11, wherein the duty cycle is determined based on a flow demand of the associated hydraulic load. 前記デジタル弁のそれぞれのためのデューティサイクルは、動作サイクルを始める前に決定されることを特徴とする請求項１１に記載の方法。   The method of claim 11, wherein the duty cycle for each of the digital valves is determined prior to beginning an operating cycle. 前記デジタル弁のそれぞれのためのデューティサイクルは、動作サイクル中維持されることを特徴とする請求項１５に記載の方法。   The method of claim 15, wherein a duty cycle for each of the digital valves is maintained during an operating cycle. 各弁を駆動する前に該各弁のための前記デューティサイクルを評価し、かつ、
前記関連付けられた油圧負荷の前記フロー要求に基づき前記動作サイクルを始める前に決定されるデューティサイクルを修正することをさらに含むことを特徴とする請求項１５に記載の方法。 Evaluating the duty cycle for each valve before driving each valve; and
16. The method of claim 15, further comprising modifying a duty cycle that is determined prior to initiating the operating cycle based on the flow requirements of the associated hydraulic load. 複数のデジタル弁であって、各弁は対応する油圧負荷に流体接続可能でありかつ前記デジタル弁は対応する油圧負荷を圧力源に流体接続するように動作可能であるデジタル弁と、
前記複数のデジタル弁に動作可能に接続されたデジタル制御器であって、該デジタル制御器は優先レベルを割り当てるために構成され、その結果、前記デジタル制御器は、複数の油圧負荷のそれぞれに関連づけられかつ前記割り当てられた優先レベルに基づかれたパルス幅変調制御信号を定式化し、かつ、前記デジタル制御器は前記弁の前記動作を制御するための前記複数のデジタル弁に前記制御信号を伝送するように動作されるようにされた制御器と、を含むことを特徴とする油圧システム。 A plurality of digital valves, each valve fluidly connectable to a corresponding hydraulic load, and said digital valve operable to fluidly connect a corresponding hydraulic load to a pressure source;
A digital controller operably connected to the plurality of digital valves, the digital controller being configured to assign a priority level, so that the digital controller is associated with each of a plurality of hydraulic loads; And formulating a pulse width modulation control signal based on the assigned priority level, and the digital controller transmits the control signal to the plurality of digital valves for controlling the operation of the valve And a controller adapted to be operated in such a manner. 前記制御信号は、一つの動作サイクルで一回だけ、前記デジタル弁のそれぞれを駆動するために定式化されることを特徴とする請求項１８に記載の油圧システム。   The hydraulic system of claim 18, wherein the control signal is formulated to drive each of the digital valves only once in one operating cycle. 前記制御信号は、前記各弁が開位置及び閉位置において配置される各動作サイクル中の時間の期間を定義することを特徴とする請求項１９に記載の油圧システム。   20. The hydraulic system of claim 19, wherein the control signal defines a period of time during each operating cycle in which the valves are disposed in an open position and a closed position. 各弁は、各動作サイクル中一回だけ、開閉されることを特徴とする請求項２０に記載の油圧システム。   21. The hydraulic system according to claim 20, wherein each valve is opened and closed only once during each operating cycle. 前記制御器は、前記関連付けられた油圧負荷の前記割り当てられた優先レベルに基づき連続順に前記弁を駆動するように構成されることを特徴とする請求項１９に記載の油圧システム。   The hydraulic system of claim 19, wherein the controller is configured to drive the valves in sequential order based on the assigned priority level of the associated hydraulic load. 最も高い優先度レベルを持つ前記流体負荷が、最初に駆動されることを特徴とする請求項２２に記載の油圧システム。   23. The hydraulic system of claim 22, wherein the fluid load having the highest priority level is driven first. 前記制御器は、前記油圧負荷の圧力要求に基づき前記優先度レベルを割り当てるように構成されることを特徴とする請求項２２に記載の油圧システム。   23. The hydraulic system of claim 22, wherein the controller is configured to assign the priority level based on a pressure demand of the hydraulic load. 前記最も高い圧力要求を持つ油圧負荷に関連付けられた弁が、最初に駆動されることを特徴とする請求項２４に記載の油圧システム。   25. The hydraulic system of claim 24, wherein a valve associated with the hydraulic load having the highest pressure demand is actuated first. 前記最も高い圧力要求を持つ油圧負荷に関連付けられた弁を始動させ、かつ、前記残存する油圧負荷の圧力要求に基づいて、降順で連続的に始動するするように、各弁を連続的に駆動することを特徴とする請求項２４に記載の油圧システム。   Each valve is continuously driven to start a valve associated with the hydraulic load having the highest pressure demand and to start continuously in descending order based on the pressure demand of the remaining hydraulic load The hydraulic system according to claim 24, wherein: 前記制御器は、最も低い圧力要求を持つ油圧負荷に関連付けられた前記弁を用いて指導し、かつ、残存する油圧負荷の圧力要求に基づき連続した昇順で処理を行う前記弁を続けて駆動することを特徴とする請求項２４に記載の油圧システム。   The controller directs using the valve associated with the hydraulic load having the lowest pressure demand and continues to drive the valve for processing in ascending order based on the pressure demand of the remaining hydraulic load 25. The hydraulic system according to claim 24. 前記制御器は、前記弁が閉位置及び開位置に配置中の時間の期間中に、時間の期間を定義するデジタル弁のそれぞれのためのデューティサイクルを決定するように構成されていることを特徴とする請求項１８に記載の流体システム。   The controller is configured to determine a duty cycle for each of the digital valves defining a time period during the time period during which the valve is in the closed position and the open position. The fluid system according to claim 18. 前記制御器は、前記複数の油圧負荷のためのフロー要求を決定し、かつ、
前記関連付けられたフロー要求を提供するために演算される前記弁のそれぞれのためのデューティサイクルを決定するように構成されていることを特徴とする請求項２８に記載の油圧システム。 The controller determines flow requirements for the plurality of hydraulic loads; and
29. The hydraulic system of claim 28, configured to determine a duty cycle for each of the valves that is computed to provide the associated flow request. 前記制御弁の少なくとも一つは、すべての油圧負荷のフロー要求が加圧流体の利用可能なフローよりも大きいときに、関連付けられた流体負荷のフロー要求未満で供給されることを決定するように構成されることを特徴とする請求項２９に記載の油圧システム。   At least one of the control valves determines that when all the hydraulic load flow requirements are greater than the available flow of pressurized fluid, it is delivered below the associated fluid load flow requirements. 30. The hydraulic system of claim 29, wherein the hydraulic system is configured. 前記デューティサイクルは、前記関連付けられた油圧のフロー要求に基づき決定されることを特徴とする請求項２８に記載の油圧システム。   29. The hydraulic system of claim 28, wherein the duty cycle is determined based on the associated hydraulic flow request. 前記デジタル弁のそれぞれのためのデューティサイクルは、動作サイクルを始動する前に決定されることを特徴とする請求項２８に記載の油圧システム。   30. The hydraulic system of claim 28, wherein a duty cycle for each of the digital valves is determined prior to initiating an operating cycle. 前記デジタル弁は前記動作サイクル中ずっと維持されることを特徴とする請求項３２に記載の油圧システム。   The hydraulic system of claim 32, wherein the digital valve is maintained throughout the operating cycle. 前記各弁を駆動する前に各弁のための前記デューティサイクルを評価し、かつ、前記関連付けられた油圧負荷の前記フロー要求に基づかれた前記動作サイクルを始動する前に決定されるデューティサイクルを修正するように構成されることを特徴とする請求項３２に記載の油圧システム。   Evaluating the duty cycle for each valve prior to driving each valve, and determining a duty cycle determined prior to initiating the operating cycle based on the flow requirements of the associated hydraulic load. The hydraulic system of claim 32, wherein the hydraulic system is configured to modify.
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